Расчет КШМ четырехтактного бензинового двигателя ЗМЗ-406 Neн=115кВт при nн = 5400 мин-1

№1 Поперечный разрез.cdw

№3 Динамика КШМ.cdw

№2 Продольный разрез.cdw

Записка ЗМЗ-406.doc

Министерство образования и науки РФ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
имени Александра Григорьевича и Николая Григорьевича
«ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ АГРЕГАТЫ»
профессор кафедры ТД и ЭУ
Задание на проектирование .
Расчет цикла бензинового двигателя ..
1. Выбор исходных данных .
2. Анализ вычисленных показателей и параметров .
Динамика кривошипно-шатунного механизма . .
1. Определение приведенных масс кривошипно-шатунного механизма
2. Уравновешивание двигателя ..
3. Удельные суммарные силы действующие в КШМ
4. Крутящие моменты ..
5. Силы действующие на шатунные шейки коленчатого вала
6. Силы действующие на коренные шейки
Описание конструкции и систем двигателя
Задание на проектирование
Провести кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма четырехтактного бензинового двигателя номинальной мощности Neн=115кВт при частоте вращения nн = 5400 мин-1 с коэффициентом приспособляемости K ≥ 115 скоростным коэффициентом Kn ≥ 078.
В качестве прототипа рекомендуется выбрать ЗМЗ-406 номинальной мощности Neн = 78×07355=57кВт; nн = 5400 мин-1; Mema =3000 мин-1; (скоростной коэффициент ; при индикаторном крутящем моменте на номинальном режиме Н·м коэффициент приспособляемости . Для обеспечения заданных показателей принимаем частоту вращения nMе=3000 обмин. Тогда скоростной коэффициент а при индикаторном крутящем моменте на номинальном режиме Н·м коэффициент приспособляемости .
Характеристика двигателя ЗМЗ-406
Количество цилиндров
Номинальная мощность брутто при частоте вращения коленчатого вала мин1 кВт (л.с.)
Максимальный крутящий момент брутто при частоте вращения коленчатого вала мин1 Нм (кгс м)
Минимальный удельный расход топлива гкВт (глсч)
Диаметр цилиндра и ход поршня мм
Бензиновый впрысковый
Правила ЕЭК ООН (экологический класс 0)
Расчет цикла бензинового двигателя
1. Выбор исходных данных
Расчет цикла проводился на двух режимах: номинальной мощности Neн при номинальной частоте вращения коленчатого вала nн; максимального крутящего момента Memax при частоте вращения коленчатого вала .
Исходные данные для расчета цикла бензинового двигателя приведены в табл.1.
Сначала проводится расчет цикла при заданной номинальной мощности Neн при частоте вращения nн отношению хода поршня S к диаметру цилиндра D длине шатуна L и величине λ= rL (приняв что D =0; S =0). При этом определяются ориентировочные значения S и D. Выбираем отношение SD=098 L=125 мм а отношение радиуса кривошипа к длине шатуна λ= rL=0317 (по прототипу). После их окончательного выбора S = 86 мм и D = 92 мм проводится уточненные расчеты на двух режимах.
Результаты расчета цикла бензинового двигателя по программе BEN (разработанной на кафедре) на режимах номинальной мощности и максимального крутящего момента приведены в прил. 1 и 2.
Механический КПД двигателя
Механический КПД – это отношение эффективной мощности двигателя к индикаторной или отношение среднего эффективного давления к индикаторному давлению.
Величина механического КПД возрастает с уменьшением потерь на трение и на привод вспомогательных агрегатов частоты вращения коленчатого вала. На величину сильное влияние оказывает средняя скорость поршня . С увеличением скорости поршня механический КПД двигателя уменьшается т.к. возрастает величина среднего давления механических потерь.
При наддуве механические потери возрастают из-за увеличения работы газообмена.
Принимаем: для Мmax
Коэффициент избытка воздуха
Коэффициент избытка воздуха - отношение действительного количества воздуха участвующего в сгорании 1 кг топлива к теоретически необходимому количеству воздуха.
Для бензиновых двигателей =080 105.
Для проектируемого дизеля с наддувом принимает на режиме Ne: =099. При таком коэффициенте избытка воздуха наиболее эффективно использования энергии топлива.
Отношение длины к радиусу кривошипа
- увеличивается максимальный угол отклонения шатуна;
- увеличивается боковое давление на стенку цилиндра и тем самым и потери на трение и износ цилиндра;
- увеличиваются силы инерции второго порядка что также приводит к увеличению износа двигателя;
- уменьшаются габаритная высота вес двигателя и вес шатуна;
Для проектируемого двигателя
Коэффициент сопротивления впускной системы.
Этот коэффициент учитывает потери давления на впуске за счет сопротивления воздушного фильтра и впускного коллектора. Потери уменьшаются при увеличении проходных сечений; увеличения числа клапанов и придания им обтекаемой формы; обработке внутренних поверхностей впускной системы правильном выборе фаз газораспределения. Для системы впуска принимаем .
Коэффициент сопротивления выпускной системы.
Средняя скорость истечения отработавших газов за период выпуска 60 150мс однако в момент открытия выпускного клапана их скорость достигает 600 700мс поэтому для уменьшения коэффициента сопротивления выпускной системы справедливы методы применяемые для уменьшения коэффициента сопротивления впускной системы описанные выше.
Отношение хода поршня к диаметру цилиндра.
При снижении SD снижается средняя скорость поршня и как следствие механические потери улучшается наполнение. Но при чрезмерном снижении SD происходит ухудшение условий смесеобразования увеличение давления газов на поршень и ухудшение теплоотвода через стенки камеры сгорания. Для современных ДВС SD=0936 1201.
Для конструируемого двигателя SD=092
Приращение температуры свежего заряда при наполнении.
В процессе наполнения температура свежего заряда несколько увеличивается благодаря подогреву от нагретых деталей двигателя. Величина подогрева зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода системы охлаждения быстроходности двигателя и наличия наддува. Повышение температуры улучшает процесс сгорания топлива но снижает плотность заряда и таким образом отрицательно влияет на наполнение двигателя. Топливо вводится и испаряется в конце сжатия а при увеличении уменьшается коэффициент наполнения . Для бензиновый ДВС =0
Принимаем для конструируемого двигателя=
Температура остаточных газов.
В зависимости от типа двигателя степени сжатия частоты вращения и коэффициента избытка воздуха значение температуры остаточных газов для дизелей лежит в пределах 100 900 К принимаем для проектируемого двигателя 900 К.
Коэффициент дозарядки.
Этот коэффициент характеризует дополнительное наполнение цилиндра после прохождения поршнем НМТ. Коэффициент зависит от размеров впускного отверстия подбора фаз газораспределения и настройки трубопроводов. В зависимости от конструкции двигателя . Для проектируемого двигателя .
Коэффициент полноты индикаторной диаграммы.
Уменьшение теоретического среднего индикаторного давления вследствие отклонения действительного процесса от расчетного цикла оценивается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы. Для дизелей . Для данного двигателя
Коэффициент использования тепла в точке .
Этот коэффициент показывает какая часть полученной в точке теплоты идет на совершение работы и увеличение внутренней энергии газа а какая теряется в результате теплообмена со стенками цилиндра. Величина коэффициента колеблется в пределах 085-095.
Коэффициент показывает какая часть полученной в точке теплоты идет на совершение работы и увеличение внутренней энергии газа а какая теряется в результате теплообмена со стенками цилиндра. Величина этого коэффициента находится в пределах Для проектируемого двигателя .
Максимальное давление цикла.
Зависит от типа осуществляемого цикла степени сжатия вида топлива способа смесеобразования и других факторов. На проектируемом двигателе для обеспечения прочности основных деталей и работоспособности подшипников коленчатого вала ограничиваем значение pz =60МПа.
Исходные показатели и параметры для расчета цикла бензинового двигателя [1]
Давление окружающей среды p0 МПа
Температура окружающей среды T0 K
Степень сжатия (зависит от используемой марки бензина)
Коэффициент избытка воздуха α
Степень повышения давления при
Подогрев свежего заряда ΔT
Температура остаточных газов Tr K
Коэффициент сопротивления впускной системы вп
Коэффициент сопротивления выпускной системы вып
Коэффициент дозарядки
Коэффициент полноты индикаторной диаграммы φп
Коэффициент использования теплоты в точке "z" z
Коэффициент использования теплоты в точке "в" в
2. Анализ вычисленных показателей и параметров
Для анализа полученных показателей и параметров в результате расчетов цикла бензинового двигателя на двух режимах сведем их в табл. 2 и сравним их с рекомендуемыми [1]. Скоростной коэффициент равен 30005000= 0556 06 коэффициент приспособляемости K =1208210623=137 114.
Таким образом выбор параметров бензинового двигателя выбран в соответствии с заданием. Расчетные показатели двигателя находятся в рекомендуемых диапазонах.
Коэффициент остаточных газов.
Коэффициент остаточных газов представляет собой отношение количества остаточных газов Мг к количеству свежего заряда М1 поступившего в цилиндр в процессе впуска.
Значение характеризует качество отчистки цилиндров от продуктов сгорания. Коэффициент зависит от степени сжатия частоты вращения коленчатого вала параметров рабочего тела в конце впуска и других факторов. С повышением коэффициента остаточных газов уменьшается коэффициент наполнения. При повышении давления остаточных газов и частоты вращения величина возрастает и при увеличении степени сжатия и температуры остаточных газов коэффициент уменьшается.
Коэффициент наполнения.
Коэффициент наполнения представляет собой отношение действительного количества свежего заряда поступившего в цилиндр к тому количеству свежего заряда которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра при условии если бы температура и давление в нем равнялись бы температуре и давлению среды из которой поступил свежий заряд.
С возрастанием давления впуска коэффициент увеличивается а с увеличением давления выпуска и температуры рабочей смеси - понижается. Давление в конце впуска влияет на коэффициент наполнения в раз больше чем давление в конце выпуска.
Показатель политропы сжатия.
Показатель политропы сжатия n1 – это коэффициент характеризующий степень теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра.
Фактический показатель политропы сжатия представляет собой величину переменную изменяющуюся по мере перемещения поршня от НМТ до ВМТ. При расчетах для удобства обычно показатель n1 принимают постоянным.
Значение величины n1 устанавливается по опытным данным и зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя степени сжатия размеров цилиндра системы охлаждения материалов деталей и других факторов. При увеличении числа оборотов время соприкосновения сжимаемых газов с более холодными стенками снижается. При этом количество теплоты передаваемое стенкам за цикл падает а значение показателя политропы увеличивается.
Максимальная температура цикла.
Эта температура характеризует тепловую напряженность двигателя. Для двигателей с неразделенной камерой сгорания Тг=1750 2300К.
Показатель политропы расширения.
Показатель политропы расширения n2 характеризует степень теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра при расширении.
Величина n2 всегда меньше n1 т.к. при сжатии теплообмен меньше. При расширении потери тепла в стенки больше выше температурный перепад.
Показатель политропы расширения снижается с увеличением нагрузки увеличением размеров цилиндра при неизменном отношении SD.
Среднее индикаторное давление.
Среднее условное индикаторное давление – это условное постоянное по величине давление которое действуя на поршень совершает работу за один его ход от ВМТ до НМТ равную работе газа за один рабочий цикл.
Индикаторная мощность.
Индикаторная мощность – это работа совершенная газами внутри цилиндра в единицу времени.
Индикаторная мощность характеризует совершенство рабочего процесса двигателя в целом.
Удельный индикаторный расход топлива.
Удельный индикаторный расход топлива – это расход топлива приходящийся на единицу развиваемый двигателем индикаторной мощности.
Индикаторный КПД двигателя.
Индикаторный КПД представляет собой отношение теплоты эквивалентной индикаторной работе цикла к количеству теплоты внесенной в цилиндр с топливом.
Индикаторный КПД характеризует степень использования в действительном цикле теплоты сгорания топлива для получения полезной работы и учитывает все тепловые потери действительного цикла.
Среднее эффективное давление.
Среднее эффективное давление – это отношение полезной работы получаемой на валу двигателя к единице рабочего объема цилиндра. С ростом среднего эффективного давления улучшаются условия использования рабочего объема цилиндра что дает возможность создавать более компактные двигатели.
Удельный эффективный расход топлива.
Удельный эффективный расход топлива – это расход топлива приходящийся на единицу эффективной мощности при работе двигателя в течение 1 часа.
Удельный эффективный расход топлива характеризует экономичность двигателя. Для современных дизелей с наддувом =200..235 г(кВт ч).
2.12. Эффективный КПД двигателя.
Эффективный КПД двигателя – это отношение количества топлива эквивалентной полученной работе на валу двигателя к общему количеству теплоты внесенную в двигатель с топливом.
Эффективный КПД как ее удельный эффективный расход характеризует экономичность двигателя. Связь между эффективным и индикаторным КПД определяется:
Вычисленные параметры после расчета цикла бензинового двигателя
Коэффициент остаточных газов γост
Коэффициент наполнения v
Давление в начале сжатия pa МПа
Температура в начале сжатия Ta К
Показатель политропы сжатия n1
Давление в конце сжатия pс МПа
Температура в конце сжатия Tс
Максимальная температура сгорания Tz К
Максимальное давление цикла pz МПа
Показатель политропы расширения n2
Давление в конце расширения pb МПа
Температура в конце расширения Tb К
Среднее индикаторное давление pi МПа
Индикаторная мощность Ni кВт
Удельный индикаторный расход топлива gi г(кВт·ч)
Среднее эффективное давление pe МПа
Эффективная мощность
Удельный эффективный расход топлива gе г(кВт·ч)
Эффективный крутящий момент Me Н·м
ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
Для расчета сил инерции деталей совершающих возвратно-поступательное и вращательное движение с учетом вычисленных конструктивных параметров однорядного двигателя установим приведенные массы деталей кривошипно-шатунного механизма и цилиндропоршневой группы [2]:
масса поршневой группы (поршень из алюминиевого сплава кгм2)
=120·000528 = 0634 кг;
= 130·000528 = 0686 кг;
масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для чугунного литого вала с полыми шатунными шейками =75 кгм2)
= 75·000528 = 0396 кг;
часть массы шатуна сосредоточенная на оси поршневого пальца:
= 025·0686 = 0172 кг;
часть массы шатуна сосредоточенная на оси шатунной шейки:
= 075·0686 = 0514 кг;
суммарные массы совершающие возвратно-поступательное движение:
=0634 + 0172 = 0806 кг;
суммарные массы совершающие вращательное движение:
= 0396+ 0514= 091 кг.
2. Уравновешивание двигателя
Проектируемый двигатель однорядный с кривошипами расположенными под углом 180° (рис. 28).
Если принять что неуравновешенные массы кривошипа совершающие вращательное движения mr =mк+ m2 = 091 кг одинаковы то центробежные силы Kr=mrr2 = 103 кН также будут одинаковы. На рис. 28 показано направление этих сил. Они будут взаимно уравновешиваться т.к. кривошипы расположены под углом 180 друг относительно друга а центробежные силы всегда направлены от оси кривошипов. Также уравновешены моменты этих сил: пара центробежных сил первого и второго кривошипа создает момент М12 = Кrа на правленый по ходу часовой стрелки а третьего и четвертого кривошипов – М34 = Кrа направленный против хода часовой стрелки. Таким образом центробежные силы и их моменты взаимно уравновешены относительно средней плоскости (т. О на рис. 1). Векторы и оставаясь постоянными по модулю вращаются вместе с коленчатым валом и поэтому создают стационарный изгиб коленчатого вала кривошипов.
Рис. 28. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного двигателя коленчатый вал которого имеет кривошипы под углом 180 друг к другу с порядком работы 1-3-4-2
Для того чтобы уменьшить эту нагрузку и частично разгрузить 3 коренную шейку коленчатого вала проводим уравновешивание центробежных сил в пределах одного кривошипа за счет установки противовесов на продолжение всех щек.
В пределах одного кривошипа приведенную масса противовеса (mпр)r определим из условия равенства центробежной силы Kr и центробежной силы двух противовесов (см. рис. 28):
Откуда приведенная масса одного противовеса равна
(mпр)r = или mпр=0912=0455 (кг).
Для уменьшения массы коленчатого вала и двигателя в целом проводим не полное уравновешивание а только на 70 %. В итоге получаем:
(mпр)r=045507=0318 (кг)
Силы инерции первого порядка для первого и четвертого кривошипов направлены вверх и равны:
P(1)j1 =Ccosφ = P(4)j1=Ccos(φ + 360°)= mjr2cosφ =
= 08060035556522 cosφ=91405cosφ Н;
Силы инерции первого порядка для второго и третьего кривошипов направлены вниз и равны:
P(2)j1 =Ccos(φ+180°) = P(3)j1=Ccos(φ + 180°)= - mjr2cosφ =
= -08060035556522 cosφ=- 91405cosφ Н.
Силы будут равны по абсолютному значению расположены симметрично относительно плоскости проходящей через середину вала перпендикулярного его оси. Поэтому сумма моментов от сил инерции первого порядка равна нулю Мj1=0. В данном случае уравновешивание моментов происходит в т. О однако в отличие от моментов центробежных сил плоскость действия которых расположена всегда в плоскости кривошипа момент Мj1 действует всегда в плоскости цилиндров. Для четырехцилиндровых двигателей этот момент обычно остается не уравновешенным.
Определим силы инерции второго порядка для кривошипов:
для первого P(1)j2=λCcos2φ= λmjr2cos2φ = 267817cos2φ Н;
для второго P(2)j2=λmjr2cos2(φ+180°) =267817 cos2φ Н;
для третьего P(3)j2=λmjr2cos2(φ+180°)= 267817 cos2φ Н;
для четвертого P(4)j2=λ mjr2cos2(φ+360)= 267817 cos2φ Н.
Эти силы направлены вертикально в плоскости осей цилиндров и складываются а сумма их равна:
Pj2= 4λ mjr2cos2φ= 4029391405cos2φ= 107126cos2φ Н.
Таким образом максимальное значение равнодействующей сил инерции второго порядка равно Pj2=10713 кН.
Эти силы инерции второго порядка неуравновешенны и могут быть уравновешены лишь с помощью механизма Ланчестера (двух дополнительных валов содержащих противовесы и вращающихся с удвоенной угловой скоростью). Момент от сил инерции второго порядка вследствие симметричности вала равен нулю Mj2 = 0.
Рис. 29. Силы действующие в КШМ: Ps – суммарная; N – боковая; K – нормальная; T – тангенциальная
На рис. 29 приведены силы действующие в кривошипно-шатунном механизме поршневого двигателя: суммарная сила Ps как результат сложения газовой Pг и инерционной Pj сил; а после разложения этой силы получаем боковую силу N действующую на стенки цилиндра; и силу S действующую вдоль оси шатуна. После разложения силы S на две получаем нормальную K действующую в плоскости кривошипа а также тангенциальную T действующую перпендикулярно этой плоскости. Тангенциальная сила T создает индикаторный крутящий момент Мкр передающий потребителю. Кроме того в КШМ действует опрокидывающий момент Моп равный и противоположно направленный Мкр.
Обычно вычисляют и строят графики удельных сил (в МПа) действующих в КШМ равные отношению величины силы в Н к площади поршня Fп (м2). Это позволяет сравнивать нагрузки для двигателей имеющих различные значения D и S. Удельные силы рs рг рj Nуд=NFп Sуд=SFп Kуд=KFп и Tуд=TFп определяем по разработанной на кафедре программе Dinn. В прил. 5 приведены исходные данные для динамического расчета. В прил. 6 приведены значения удельных сил по углу поворота коленчатого вала.
Рис. 30. Изменение рабочего хода по цилиндрам четырехцилиндрового четырехтактного двигателя
Крутящий момент одного цилиндра равен [2] Мкр=Тr = 00355T Н·м. Период изменения крутящего момента четырехтактного однорядного четырех цилиндрового двигателя с равными интервалами между вспышками
= 720°i = 720°4 = 180°.
В соответствии с порядком работы цилиндров 1-3-4-2 величина крутящего момента от каждого кривошипа изменяется с периодом 180° (рис. 30).
Значения суммарного крутящего момента где Мiц – крутящий момент от i-го кривошипа. В прил. 7 приведены значения крутящих моментов Мiц от каждого цилиндра а также индикаторный крутящий момент двигателя Мкр по углу поворота коленчатого вала (суммируется по строкам). На рис. 31 даны графики индикаторных крутящих моментов на двух режимах (номинальной мощности и режиме максимального крутящего момента).
Эффективный крутящий момент двигателя по данным расчета цикла 10623 Нм (см. прил. 1); по данным динамического расчета 10642 Нм (см. прил. 5)
Погрешность вычисления составляет
= [(10623-10642)10623]100% =018 %.
Максимальное и минимальное значение крутящего момента двигателя (см. рис. 31 и прил. 7) равны Мкрma Мкрmin= -303 Н·м а размах крутящего момента ΔМкр = 915 н·м.
5. Силы действующие на шатунные шейки коленчатого вала
Действительная нагрузка на шатунную шейку определяется как векторная сумма сил [2]
где – центробежная сила части массы шатуна отнесенной к оси шатунной шейки.
Поскольку при расчетах используют удельные силы то удельную силу Krш = Кrш Fп = (0514·00355·56522)0005281= 1104 МПа.
Рис. 32. Схема построения полярной диаграммы нагрузок на шатунную шейку
Полярную диаграмму нагрузок на шатунную шейку (в удельных силах) можно строим следующим образом. Выбрав произвольную точку O за начало координат откладывая на оси ординат Kуд (положительное направление оси вниз) удельные силы Kiуд а по оси абсцисс Tуд (положительное направление ее – слева направо) удельные силы Tiуд для соответствующего угла поворота коленчатого вала. Графическим сложением векторов сил Kуд и Tуд (см. прил. 6) определяем суммарный вектор сил по углу поворота коленчатого вала (рис. 32). Так как на шатунную шейку действует сила Krш ко торая постоянна по величине и направлению (отрицательна) то начало координат O смещаем вниз в точку Ош.ш. (в положительном направлении оси Kуд так как в этом случае учитывается что она отрицательна). Если теперь из нового начала координат Ош.ш провести вектор соединив Ош.ш и конец вектора то это и будет нагрузка на шатунную шейку при некотором значении угла поворота коленчатого вала φi. В действительности построение полярной диаграммы нагрузок на шатунную шейку проводим используя программу Microsoft Office Excel. Для рассчитанных двух столбцов выбрав Kуд и Tуд выбираем в меню «Мастер диаграмм» а тип диаграммы «Точечная». После построения диаграммы начало координат смещаем на величину Krш.
На рис. 33 построена полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку в удельных силах Kуд и Tуд.
В приложении приведены расчетные значения сил для различных значений φ° ПКВ вычисленные по программе Dinn а на рис. 33 построена развернутая диаграмма удельной силы на основании которой определяют максимальную и минимальную нагрузку на шатунную шейку:
Развернутая диаграмма позволяет найти среднее значение удельной силы Rш.шср=11 кН.
На основании полярной диаграммы нагрузок на шатунную шейку (см. рис. 33) строят условную диаграмму ее износа. При построении диаграммы износа принимаются допущения что износ пропорционален только усилиям[1] действующим на шейку и распространяется от точки приложения силы по окружности в обе стороны на одинаковый угол (например 60°).
Условная диаграмма износа построена по точкам [4]. Для этого окружность представляющую собой шатунную шейку коленчатого вала поделили шестью диаметральными лучами на равные 12 частей (см. рис. 33). Вокруг шейки наносят направление векторов . В таблицу распределения векторов по лучам в графу каждого луча вписывают величины векторов находящихся в пределах сектора (прил. 8) ограниченного линиями под углом 60º в обе стороны от этого луча. Найденные для каждого суммы откладывают в выбранном масштабе от окружности к центру.
Найденные для каждого луча суммы откладывают в выбранном масштабе (=3 МПамм) от окружности к центру. Концы отрезков соединяют плавной кривой характеризующей износ шейки (см. рис. 33).
По диаграмме износа шатунной шейки определяем место наименьших давлений на нее где должно находиться отверстие для подвода масла к шатунному подшипнику. В соответствии с условной диаграммой износа (см. рис. 33) канал для подвода масла к шатунному подшипнику должен располагаться под углом α=90º от вертикальной оси.
Проекции удельных сил Rx и Ry действующих на наиболее нагруженную четвертую коренную шейку коленчатого вала приведены в прил. 9.
Суммарная сила определяется по известным ее проекциям на координатные оси и (см. прил. 9) .
После расчета значений удельных сил по углу поворота коленчатого вала на рис. 33 построена в прямоугольных координатах их развернутая диаграмма R’к.ш на основании которой определяют максимальную среднюю и минимальную нагрузку на четвертую коренную шейку:
По полярной диаграмме (см. рис. 33) строят условную диаграмму износа коренной шейки (аналогично как строили для шатунной шейки). Сумму сил ΣR’кшi действующих по направлению каждого луча (от I до XII) диаграммы приведены в прил 10. Найденные для каждого луча суммы R’Σi=Σ(R’к.ш)i откладывают в выбранном масштабе (=05 МПамм) от окружности к центру. Концы отрезков соединяют плавной кривой характеризующей износ шейки
Поршни двигателей автомобилей ЗМЗ изготовлены из алюминиевого сплава. В головке поршня залита стальная пластина обеспечивающая компенсацию неравномерной тепловой деформации поршня при нагреве. В бобышках поршня имеются отверстия для прохода масла к поршневому пальцу.
Отверстие под поршневой палец смещено от оси симметрии на 12 мм в правую (по направлению движения) сторону для уменьшения стука поршня при переходе через в.м.т. Поэтому на днище поршня клеймят стрелку которая при сборке должна быть обращена в сторону передней части двигателя.
Поршни как и цилиндры сортируют по наружному диаметру на пять классов через 001 мм а по диаметру отверстия под поршневой палец — на три категории через 0004 мм обозначаемые цифрами 1 2 3. Класс поршня (букву) и категорию отверстия под поршневой палец (цифру) клеймят на днище поршня. При изготовлении строго выдерживается масса поршней. Поэтому при сборке двигателя подбирать поршни одной группы по массе не требуется.
Поршень воспринимает давление газов во время рабочего хода и передает его через палец и шатун коленчатому валу. Кроме механических нагрузок поршень подвергается действию высоких температур в период сгорания топлива и расширения образовавшихся газов. Он нагревается также вследствие трения его боковой поверхности о стенки цилиндра.
В автомобильных двигателях чаще всего устанавливают поршни изготовленные из алюминиевого сплава. Они обладают достаточной прочностью малой массой высокой теплопроводностью и хорошими антифрикционными свойствами.
Поршень имеет уплотняющую часть (головку) в которой выполнены канавки под компрессионные (уплотняющие) кольца днище и направляющую часть (юбку). Для крепления поршневого пальца 2 в поршне сделаны бобышки. В днище поршня у дизелей имеется фигурная выемка которая формирует камеру сгорания. Иногда сделаны проточки для клапанов.
Поршни во время работы нагреваются неравномерно. Чтобы компенсировать разную степень расширения поршни делают овальной и конусной формы. Диаметр по оси бобышек
у холодного поршня меньше чем поперечный диаметр так как большая масса металла расширяется интенсивнее. Диаметр головки меньше чем юбки поскольку верхняя часть нагревается интенсивнее. Выше бобышек (а иногда и на направляющей части) выполнена канавка под маслосъемное кольцо. Внутри нее сделаны отверстия для прохода соскребаемого кольцом со стенок цилиндра масла внутрь поршня.
На днище обычно выбивают следующие метки: направление установки размерная группа масса поршня.
Система охлаждения — жидкостная закрытого типа с принудительной циркуляцией жидкости с расширительным бачком. Насос охлаждающей жидкости центробежного типа приводится в действие от шкива коленчатого вала клиновидным ремнем 14 (рис.).
Вентилятор 11 с электроприводом имеет четырехлопастную крыльчатку которая крепится болтами к ступице шкива приводится в действие от ремня привода насоса.
Термостат с твердым термочувствительным наполнителем имеет основной и перепускной клапаны. Начало открытия основного клапана при температуре охлаждающей жидкости 77–86° С ход основного клапана не менее 6 мм.
Радиатор — вертикальный трубчато-пластинчатый с двумя рядами трубок и стальными лужеными пластинами. В пробке 8 (см. рис.) заливной горловины имеются впускной и выпускной клапаны.
– трубка отвода жидкости от радиатора отопителя;
– патрубок отвода горячей жидкости из головки цилиндров в радиатор отопителя;
– перепускной шланг термостата;
– выпускной патрубок рубашки охлаждения;
– подводящий шланг радиатора;
– расширительный бачок;
– рубашка охлаждения;
– пробка радиатора;
– кожух вентилятора;
– отводящий шланг радиатора;
– ремень вентилятора;
– насос охлаждающей жидкости;
– шланг подачи охлаждающей жидкости в насос;
В ходе этого курсового проектирования основной упор был сделан на изучение кинематики и динамики существующих КШМ двигателей. Это было сделано на примере двигателя ЗМЗ-406 Neн=50кВт при частоте вращения nн = 5200 мин-1 с коэффициентом приспособляемости K ≥ 111 скоростным коэффициентом Kn ≥ 057. Было детально изучено строение КШМ этого двигателя рассчитаны все действующие силы на шатунные и коренные шейки коленчатого вала. Были построены соответствующие графики.
РАСЧЕТ ЦИКЛА БЕНЗИНОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
И С Х О Д Н Ы Е П А Р А М Е Т Р Ы ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА
КОД РАСЧЕТА: цикла-0; цикла + нагрузки на КШМ -1..KO=0 УГОЛ ПЕРЕМ. ПАРАМЕТРЫ ГАЗА В ЦИЛИНД.
АТМОСФЕРНОЕ ДАВЛЕНИЕ МПА PO= .1000 ПКВ ПОРШНЯ ОБЪЁМ ДАВЛЕНИЕ ТЕМПЕР.
ТЕМПЕРАТУРА ОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫС TO=298.0 ГРАД. ММ ДМ3 МПа К
ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯКВТ BNE=115.0
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛАМИН-1 OB=5400.0 180 85.92 .6369 .1131 354.6
ЧИСЛО ЦИЛИНДРОВ KC= 4 190 85.46 .6338 .1139 355.3
СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ SG= 9.5 200 84.06 .6246 .1162 357.2
ДИАМЕТР ЦИЛИНДРАММ DI= .0 210 81.73 .6091 .1202 360.6
ХОД ПОРШНЯММ SI= .0 220 78.47 .5875 .1264 365.5
ДЕЗАКСАЖ DEZ= .000 230 74.28 .5597 .1351 372.2
ОТНОШЕНИЕ SD SD= .935 240 69.19 .5259 .1471 380.9
ОТНОШЕНИЕ РАДИУСА КРИВОШИПА К ДЛИНЕ ШАТУНА ORL= .290 250 63.26 .4866 .1637 392.1
КОЭФФИЦИЕНТ ИЗБЫТКА ВОЗДУХА AL=1.020 260 56.59 .4424 .1866 406.3
МЕХАНИЧЕСКИЙ КПД ETM= .790 270 49.33 .3942 .2186 424.2
СТЕПЕНЬ ПОВЫШЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ ПРИ НАДДУВЕ PIK=1.300 280 41.67 .3942 .2642 446.7
ПРИРАЩЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ СВ. ЗАРЯДА ПРИ НАПОЛНЕНИИ..DT= 8.0 290 33.88 .2917 .3305 474.7
ТЕМПЕРАТУРА ОСТАТОЧНЫХ ГАЗОВК TR=1000.0 300 26.23 .2410 .4297 509.8
КОЭФФИЦИЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ВПУСКНОЙ СИСТЕМЫ C1= .87 310 19.05 .1934 .5813 553.5
КОЭФФИЦИЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМЫ C2=1.08 320 12.65 .1509 .8171 607.2
КОЭФФИЦИЕНТ ДОЗАРЯДКИ DOZ=1.00 330 7.32 .1156 1.1785 670.8
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛНОТЫ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ FID= .96 340 3.32 .0891 1.6860 739.4
КОЭФФИЦИЕНТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛА В ТОЧКЕ ''Z'' CIZ= .88 350 .84 .0726 2.2320 798.0
КОЭФФИЦИЕНТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛА В ТОЧКЕ ''B'' CIB= .92 360 .00 .0670 2.4912 822.2
ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ В ОНВ МПА DPX= .0000 361 .01 .0671 9.0867 2859.8
ПОНИЖЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ В ОНВС DTX= .0 362 .03 .0673 9.0594 2858.3
КПД: НАГНЕТАТЕЛЯ SK=1.000 363 .08 .0675 9.0143 2855.9
ТУРБИНЫ ST=1.000 364 .13 .0679 8.9518 2852.5
В Ы Ч И С Л Е Н Н Ы Е П А Р А М Е Т Р Ы 366 .30 .0690 8.7775 2842.9
ДИАМЕТР ЦИЛИНДРА мм = 91.89 367 .41 .0698 8.6677 2836.8
ХОД ПОРШНЯ мм = 85.92 368 .54 .0706 8.5442 2829.8
ДАВЛЕНИЕ НАДДУВА (НА ВПУСКЕ) PK МПа = .1300 369 .68 .0716 8.4082 2822.0
ТЕМПЕРАТУРА НА ВПУСКЕ ТК К =321.2 370 .84 .0726 8.2610 2813.5
ПЛОЩАДЬ ПОРШНЯ ДМ2 = .6632 371 1.02 .0738 8.1040 2804.3
РАБОЧИЙ ОБЬЁМ ЦИЛИНДРА ДМ3 = .5699 372 1.21 .0750 7.9384 2794.4
КОЭФФИЦИЕНТ ОСТАТОЧНЫХ ГАЗОВ = .037 373 1.42 .0764 7.7657 2783.9
КОЭФФИЦИЕНТ НАПОЛНЕНИЯ = .853 374 1.64 .0779 7.5871 2772.9
НАЧАЛО СЖАТИЯ: ДАВЛЕНИЕ МПа = .1131 375 1.88 .0795 7.4039 2761.3
ТЕМПЕРАТУРА К =353.0 376 2.14 .0812 7.2172 2749.3
ПОКАЗАТЕЛЬ ПОЛИТРОПЫ СЖАТИЯ =1.374 377 2.41 .0830 7.0283 2736.8
КОНЕЦ СЖАТИЯ:ДАВЛЕНИЕ МПА =2.4912 378 2.70 .0849 6.8381 2724.0
TEМПЕРАТУРА К = 822.2 379 3.00 .0869 6.6475 2710.8
МАКСИМАЛЬНАЯ ТЕМПЕРАТУРА СГОРАНИЯ К =2860.3 380 3.32 .0891 6.4575 2697.4
МАКСИМАЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ ЦИКЛА: расчетноеМПа =9.0957 390 7.32 .1156 4.7150 2556.1
действительноеМПа =7.7314 400 12.64 .1509 3.4180 2419.2
СТЕПЕНЬ ПОВЫШЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ ПРИ СГОРАНИИ =3.651 410 19.04 .1933 2.5346 2298.6
ПОКАЗАТЕЛЬ ПОЛИТРОПЫ РАСШИРЕНИЯ =1.206 420 26.22 .2410 1.9433 2196.4
КОНЕЦ РАСШИРЕНИЯ: ДАВЛЕНИЕ МПа = .6016 430 33.87 .2917 1.5434 2111.5
ТЕМПЕРАТУРА К. =1797.2 440 41.66 .3434 1.2676 2041.6
ИНДИКАТОРНЫЕ: СРЕДНЕЕ ДАВЛЕНИЕ МПа =1.4199 450 49.32 .3941 1.0733 1984.3
МОЩНОСТЬ кВт =145.6 460 56.58 .4423 .9339 1937.6
УД. РАСХОД ТОПЛИВА г(кВт.ч) =196.5 470 63.26 .4866 .8324 1899.9
К.П.Д. = .417 480 69.18 .5259 .7579 1869.6
ЭФФЕКТИВНЫЕ: СРЕДНЕЕ ДАВЛЕНИЕ МПа =1.1217 490 74.27 .5596 .7031 1845.8
МОЩНОСТЬ кВт =115.0 500 78.46 .5874 .6632 1827.4
УД. РАСХОД ТОПЛИВА г(кВт.ч) =248.8 510 81.73 .6091 .6349 1813.8
К.П.Д = .329 520 84.06 .6245 .6160 1804.4
КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ Н.м =203.38 530 85.46 .6338 .6051 1799.0
СРЕДНЯЯ СКОРОСТЬ ПОРШНЯ мc =15.47 540 85.92 .6369 .6016 1797.2
ЧАСОВОЙ РАСХОД ТОПЛИВА кгч =28.61
ЧАСОВОЙ РАСХОД ВОЗДУХА кгч =436.77
РАСХОД ВОЗДУХА ЧЕРЕЗ КОМПРЕССОРКГС = .1213
МОЩНОСТЬ НА ПРИВОД КОМПРЕССОРАКВТ = 2.83
Stop - Program terminated.
ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯКВТ BNE= .0
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛАМИН-1 OB=3000.0 180 86.00 .6390 .1131 351.5
ЧИСЛО ЦИЛИНДРОВ KC= 4 190 85.54 .6359 .1139 352.2
СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ SG= 9.5 200 84.14 .6266 .1162 354.1
ДИАМЕТР ЦИЛИНДРАММ DI= 92.0 210 81.81 .6111 .1202 357.4
ХОД ПОРШНЯММ SI= 86.0 220 78.54 .5894 .1264 362.3
ДЕЗАКСАЖ DEZ= .000 230 74.35 .5615 .1351 368.9
ОТНОШЕНИЕ SD SD= .980 240 69.25 .5276 .1471 377.6
ОТНОШЕНИЕ РАДИУСА КРИВОШИПА К ДЛИНЕ ШАТУНА ORL= .290 250 63.32 .4882 .1637 388.8
КОЭФФИЦИЕНТ ИЗБЫТКА ВОЗДУХА AL=1.020 260 56.65 .4438 .1866 402.9
МЕХАНИЧЕСКИЙ КПД ETM= .810 270 49.38 .3955 .2186 420.6
СТЕПЕНЬ ПОВЫШЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ ПРИ НАДДУВЕ PIK=1.300 280 41.71 .3955 .2642 442.9
ПРИРАЩЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ СВ. ЗАРЯДА ПРИ НАПОЛНЕНИИ..DT= 5.0 290 33.91 .2927 .3306 470.7
ТЕМПЕРАТУРА ОСТАТОЧНЫХ ГАЗОВК TR=1000.0 300 26.26 .2418 .4298 505.6
КОЭФФИЦИЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ВПУСКНОЙ СИСТЕМЫ C1= .87 310 19.07 .1940 .5816 549.0
КОЭФФИЦИЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМЫ C2=1.08 320 12.66 .1514 .8176 602.3
КОЭФФИЦИЕНТ ДОЗАРЯДКИ DOZ=1.00 330 7.33 .1160 1.1793 665.4
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛНОТЫ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ FID= .96 340 3.33 .0894 1.6874 733.6
КОЭФФИЦИЕНТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛА В ТОЧКЕ ''Z'' CIZ= .88 350 .84 .0729 2.2341 791.8
КОЭФФИЦИЕНТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛА В ТОЧКЕ ''B'' CIB= .92 360 .00 .0673 2.4936 815.8
ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ В ОНВ МПА DPX= .0000 361 .01 .0673 9.1556 2856.2
ПОНИЖЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ В ОНВС DTX= .0 362 .03 .0675 9.1279 2854.7
КПД: НАГНЕТАТЕЛЯ SK=1.000 363 .08 .0678 9.0820 2852.1
ТУРБИНЫ ST=1.000 364 .13 .0682 9.0183 2848.5
В Ы Ч И С Л Е Н Н Ы Е П А Р А М Е Т Р Ы 366 .30 .0693 8.8411 2838.4
ДАВЛЕНИЕ НАДДУВА (НА ВПУСКЕ) PK МПа = .1300 369 .68 .0718 8.4654 2816.4
ТЕМПЕРАТУРА НА ВПУСКЕ ТК К =321.2 370 .84 .0728 8.3158 2807.4
ПЛОЩАДЬ ПОРШНЯ ДМ2 = .6648 371 1.02 .0740 8.1561 2797.6
РАБОЧИЙ ОБЬЁМ ЦИЛИНДРА ДМ3 = .5717 372 1.21 .0753 7.9879 2787.2
КОЭФФИЦИЕНТ ОСТАТОЧНЫХ ГАЗОВ = .036 373 1.42 .0767 7.8124 2776.1
КОЭФФИЦИЕНТ НАПОЛНЕНИЯ = .861 374 1.64 .0782 7.6309 2764.5
НАЧАЛО СЖАТИЯ: ДАВЛЕНИЕ МПа = .1131 375 1.88 .0798 7.4448 2752.2
ТЕМПЕРАТУРА К =349.9 376 2.14 .0815 7.2553 2739.5
ПОКАЗАТЕЛЬ ПОЛИТРОПЫ СЖАТИЯ =1.374 377 2.41 .0833 7.0635 2726.4
КОНЕЦ СЖАТИЯ:ДАВЛЕНИЕ МПА =2.4936 378 2.70 .0852 6.8704 2712.9
TEМПЕРАТУРА К = 815.8 379 3.00 .0872 6.6771 2699.1
МАКСИМАЛЬНАЯ ТЕМПЕРАТУРА СГОРАНИЯ К =2856.8 380 3.32 .0893 6.4843 2684.9
МАКСИМАЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ ЦИКЛА: расчетноеМПа =9.1648 390 7.32 .1160 4.7198 2536.3
действительноеМПа =7.7901 400 12.66 .1514 3.4105 2392.8
СТЕПЕНЬ ПОВЫШЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ ПРИ СГОРАНИИ =3.675 410 19.06 .1940 2.5215 2266.6
ПОКАЗАТЕЛЬ ПОЛИТРОПЫ РАСШИРЕНИЯ =1.218 420 26.25 .2417 1.9281 2160.2
КОНЕЦ РАСШИРЕНИЯ: ДАВЛЕНИЕ МПа = .5899 430 33.90 .2926 1.5278 2071.9
ТЕМПЕРАТУРА К. =1746.9 440 41.70 .3445 1.2523 1999.3
ИНДИКАТОРНЫЕ: СРЕДНЕЕ ДАВЛЕНИЕ МПа =1.4106 450 49.37 .3954 1.0586 1940.0
МОЩНОСТЬ кВт = 80.6 460 56.64 .4438 .9198 1891.7
УД. РАСХОД ТОПЛИВА г(кВт.ч) =199.7 470 63.31 .4881 .8190 1852.7
К.П.Д. = .410 480 69.25 .5276 .7450 1821.5
ЭФФЕКТИВНЫЕ: СРЕДНЕЕ ДАВЛЕНИЕ МПа =1.1426 490 74.34 .5614 .6906 1797.0
МОЩНОСТЬ кВт = 65.3 500 78.54 .5893 .6510 1778.0
УД. РАСХОД ТОПЛИВА г(кВт.ч) =246.5 510 81.80 .6111 .6229 1764.0
К.П.Д = .332 520 84.14 .6266 .6042 1754.4
КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ Н.м =207.83 530 85.53 .6359 .5934 1748.8
СРЕДНЯЯ СКОРОСТЬ ПОРШНЯ мc = 8.60 540 86.00 .6390 .5899 1746.9
ЧАСОВОЙ РАСХОД ТОПЛИВА кгч =16.09
ЧАСОВОЙ РАСХОД ВОЗДУХА кгч =245.67
РАСХОД ВОЗДУХА ЧЕРЕЗ КОМПРЕССОРКГС = .0682
МОЩНОСТЬ НА ПРИВОД КОМПРЕССОРАКВТ = 1.59
BENDN Студент гр. Д-
КОД РАСЧЕТА: цикла-0; цикла + нагрузки на КШМ -1..KO=1 УГОЛ ПЕРЕМ. ПАРАМЕТРЫ ГАЗА В ЦИЛИНД.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ К РАСЧЕТУ НАГРУЗОК В КШМ
ДЛИНА РАБОЧЕЙ ЧАСТИ ВКЛАДЫША ШАТУН. ПОДШИПНИКАМ = .024
ДИАМЕТР ШАТУННОЙ ШЕЙКИ М = .048
РАДИУС ПРОТИВОВЕСАМ = .0490
МАССА ПОРШНЕВОГО КОМПЛЕКТА И ЧАСТИ ШАТУНА ОТНЕСЕН-
НОЙ К ОСИ ПОРШНЕВОГО ПАЛЬЦАКГ = .806
МАССА ЧАСТИ ШАТУНА ОТНЕСЕННАЯ К ОСИ ШАТУННОЙ
ШЕЙКИ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА КГ = .684
МАССА НЕУРАВНОВЕШЕННОЙ ЧАСТИ КРИВОШИПА КГ =1.616
ЧЕРЕДОВАНИЕ ВСПЫШЕК МЕЖДУ 1-М И ОЧЕРЕДНЫМ ЦИЛИНДРОМ.=180
ЧИСЛО ПРОТИВОВЕСОВ НА ОДНОМ КРИВОШИПЕ = 2
ШАГ ПЕЧАТИ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТА НАГРУЗОК В КШМ =10
*********************************************************************************************
Р Е З У Л Ь Т А Т Ы Р А С Ч Е Т А Н А Г Р У З О К В КШМ
FI РГ PJ PSYM N(PN) K(PS) T(PT) Z(PK) Z1 RШШ МКР
ПКВ МПа МПа МПа МПа МПа МПа МПа МПа МПа НМ
ЦЕНТРОБЕЖ. СИЛА ОТ МАССЫ ШАТУНА Мшк CRШ= -9.397 KH
ЦЕНТРОБЕЖ. СИЛА ОТ МАССЫ КОЛЕН. ВАЛА Мк CRK=-22.200 KH
МАССА ОДНОГО ПРОТИВОВЕСА МПР= 1.0083 КГ
СРЕДНЯЯ НАГРУЗКА НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ RШШСР= 15.7 КН
МАКСИМАЛЬНАЯ НАГРУЗКА НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ RШШMAX= 35.9 КН
СРЕДНЕЕ УДЕЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ QШШСР= 13.666 МПа
МАКСИМАЛЬНОЕ УДЕЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ QШШMAX= 31.182 МПа
ИНДИКАТОРНЫЙ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ МКИСР= 258.8 НМ
[1] В действительности на износ влияет также условия смазывания тип смазки условия нагружения и др.