Расчет рабочего цикла и показателей двигателя

Часть I

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

ВЫБОР ИСХОДНЫХ ДАННЫХ ДЛЯ РАСЧЕТА

По заданным значениям номинальной мощности N_H, номиналь­ной частоте вращения коленчатого вала п_н на базе справочных статистических данных, прежде всего, необходимо обосновать кон­структивные параметры проектируемого двигателя (число и рас­положение цилиндров, наличие и степень наддува, степень сжатия и др.) [19, 20] (прил. 1 — 4).

Выбор степени сжатия е двигателя

При проектировании двигателей с принудительным воспламе­нением заряда от искры в целях повышения мощности и улуч­шения топливной экономичности в большинстве случаев выбирают максимальную е. Однако верхний предел ее при этом ограничи­вается возможностью нарушения процесса сгорания в виде дето­нации. Величина степени сжатия зависит от многих конструктив­ных и эксплуатационных факторов: диаметра цилиндра, типа си­стемы охлаждения, материала, из которого изготовлены головка и блок двигателя, октанового числа (04) применяемого топлива, скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя и т. д.

Взаимосвязь с 04 топлива выражается данными, представ­ленными в табл. 1.1 [3].

ОЧ	66 - 72	73 - 76	77-80	81-90	91-100
ε	5,5-6,5	6,6-7,0	7,1-7,5	7,6-8,5	8,6-9,5

 

Приближенно Зависимость от конструктивных параметров и ОЧ бензина может быть представлена формулой (12)

,

где D – диаметр цилиндра, принимаемый по двигателю-прототипу, мм; ОЧ – октановое число бензина.

В дизельных двигателях внутренного сгорания (ДВС) величина зависит от способа смесеобразования. Верхний её предел ограничивается нагрузками, действующими на детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ). В безнаддувных дизелях с неразделенными камерами сгорания е равняется 14 — 19, в вихрекамерных и предкамерных — 16 — 22, в дизелях с наддувом — 12 — 17.

Выбор состава топливовоздушной смеси

Состав топливовоздушной смеси характеризуется величиной ко­эффициента избытка воздуха а. При расчете рабочих циклов, характерных для номинальных режимов работы двигателей внут­реннего сгорания, ориентировочные значения а выбирают в таких пределах: для двигателей с искровым зажиганием — 0,85 — 0,95, для дизелей без наддува с неразделенными камерами сго­рания и объемным смесеобразованием — 1,50 — 1,80, с пле­ночным смесеобразованием — 1,45 — 1,55, для вихрекамерных и предкамерных — 1,25 — 1,45, для дизелей с наддувом — 1,50 — 2,0.

В случаях расчета циклов на режимах, отличных от номиналь­ных, диапазон варьирования коэффициента избытка воздуха в зависимости от нагрузки может находиться в следующих пределах: для двигателей с искровым зажиганием — 0,7 — 1,3, для дизелей — 1,2 — 6,0.

РАСЧЕТ ПРОЦЕССОВ ГАЗООБМЕНА

Процессы газообмена включают очистку цилиндра от продуктов сгорания и наполнение его свежим зарядом. Перед началом про­цесса впуска в объеме V_c камеры сгорания всегда содержится неко­торое количество остаточных газов. Давление их р_г зависит от числа и расположения клапанов, сопротивления впускного и выпуск­ного коллекторов, фаз газораспределения, частоты вращения и нагруз­ки двигателя, способа наддува и других факторов. В автотракторных двигателях, работающих на номинальном режиме без наддува, = (1,05... 1,25)р₀, с наддувом - = (0,75... 0,98)р_к.

Для карбюраторных двигателей при полностью открытом дрос­селе в зависимости от частоты вращения для нахождения р_г можно использовать зависимость [3]

(4)

где п_х — текущая частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

При необходимости определения р_г двигателя, работающего на различных скоростных режимах, пользуются формулой [3]

(5)

Температура остаточных газов Т_г зависит от конструктивных параметров и режима работы двигателя. Для четырехтактных дви­гателей, работающих на номинальном режиме, она принимается в следующих пределах: для карбюраторных — 900 — 1 100 К, для дизелей — 600 — 900, для газовых — 750 — 1 000 К.

При выборе значения Т_г следует учитывать, что с повышением частоты вращения температура остаточных газов возрастает, а при увеличении степени сжатия и угла опережения зажигания (подачи топлива) — снижается.

Температура подогрева свежего заряда ∆T зависит от конст­рукции впускного трубопровода, его установки, способа по­догрева свежего заряда, скоростного режима двигателя. В двига­телях с наддувом величина ∆T снижается из-за уменьшения тем­пературного перепада между нагретыми деталями двигателя и над­дувочным воздухом. При повышении ∆T улучшается смесеобра­зование, но снижается плотность заряда и, как следствие, напол­нение и мощность двигателя.

При расчете номинальных режимов работы четырехтактных двигателей значения ∆T [16] принимают в следующих пределах: для карбюраторных — -5 - +25, для дизелей без наддува — +20 - +40, для двигателей с наддувом — 0 - +10 °С.

При частотах вращения вала двигателя п_х, отличных от но­минальной, величина подогрева заряда на впуске может быть определена по формуле [3]

∆Т = ∆Т^Н • (110 - 0,0125п_х)/(110 - 0,0125п_н). (6)

 

Давление заряда в конце впуска р_а

Под давлением конца впуска р_а понимается среднее давле­ние за весь процесс впуска. Так как впускная система двигателя оказывает сопротивление прохождению заряда, для безнад­дувных двигателей оно всегда ниже атмосферного давления р₀. Для двигателей с наддувом р_а меньше давления наддувочного воздуха р_к:

Потери давления ∆р_а на впуске определяются гидравлическим сопротивлением воздушного фильтра Арф, впускного трубопровода ∆р_тр, впускного клапана Ар_кл, карбюратора ∆р_кар, охладителя над­дувочного воздуха ∆р_охл и других устройств ∆р_п [3 ]:

(7)

Сопротивление воздушного фильтра ∆р_ф может быть найде­но по графику (рис. 1.1) в зависимости от пылеемкости фильтра [9]:

(8)

где П_ф — пылеемкость фильтра, г • ч/м³; — запыленность воздуха, г/м; t — срок службы фильтра, ч.

Принята следующая классификация запыленности ат­мосферного воздуха: пониженная — меньше 0,0005 г/м³, малая — 0,0005 — 0,002; повышенная — 0,002 — 0,01, максимальная — 0,01 — 0,60, „нулевая" видимость — 0,8 —. 1,0 г/м³ [9]. Величины других сопротивлений, входящих в формулу, приближенно соответствуют следующим значениям: ∆р_тр = ∆р_кл = 0,001... 0,0015-∆Ркар - 0.015 - 0,02 МПа.

Показатели сопротивления охладителя ∆р_охл и других устройств ∆р_п подбирают так, чтобы суммарные гидравлические потери ∆р_а для 4-тактных двигателей, работающих на номинальном режиме, находились в таких пределах: для карбюраторных двигате­лей — (0,05... 0,2)р_о, дизелей без наддува — (0,03... 0,16)р_о, с наддувом — (0,03... 0,10)р_к.

Величина у_г характеризует качество очистки цилиндра от про­дуктов сгорания. При тепловом расчете двигателя она может быть определена по формуле

При безнаддувочном варианте двигателя в дальнейшем будем считать Т_к = Т_о; р_к = р₀.

Расчетные значения у_г двигателей, работающих на номинальном режиме, не должны выходить за следующие пределы: 0,04 — 0,08 — для карбюраторных и газовых двигателей, 0,03 — 0,06 — для дизелей.

Температура заряда в конце впуска Т_а рассчитывается по фор­муле

Значения Т_а для 4-тактных ДВС, работающих на номинальном режиме, должны находиться в следующих пределах: для карбюраторных — 320 — 380 К, для дизелей без наддува — 310 — 350, с наддувом — 320 - 400 К.

.Коэффициент наполнения tj_v представляет собой отношение действительного количества свежего заряда Gj, поступившего в цилиндр в процессе впуска, к количеству G_o, которое могло бы, поместиться в рабочем объеме цилиндра при условии, что темпе­ратура и давление в нем равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд (р₀ и Т_о — для двигателей без наддува, р_к и Т_к — для двигателей с наддувом) [16].

При расчете процесса наполнения величину t]_v для 4-тактных двигателей можно определить по следующей формуле [14].

Численные значения r/_v для 4-тактных двигателей с номиналь­ным режимом работы должны находиться в следующих пределах [14]: для карбюраторных — 0,7 — 0,9, для дизелей без наддува — 0,80 — 0,94, с наддувом — 0,80 — 0,97.

РАСЧЕТ ПРОЦЕССА СЖАТИЯ

Основными параметрами процесса сжатия являются давление р_с и температура Т_с конца сжатия. Их рассчитывают по формулам

,

,

где n₁ — средний показатель политропы сжатия, характеризующий теплообмен между зарядом и стенками цилиндра и зависящий от многих конструктивных и эксплуатационных характеристик. Все факторы, способствующие уменьшению отвода теплоты от заряда в окружающую среду, приводят к увеличению nj и, сле­довательно, к улучшению выходных показателей цикла.

Возможные значения n₁, р_с и Т_с двигателя, работающего на номинальном режиме, даны в табл. 1.2 [16].

предыдущего цикла, к числу молей свежего заряда M_b поступив­шего в цилиндр в процессе впуска [14]:

Таблица 1.2

Тип двигателя	n1	pC, МПа	TC, K
Карбюраторный Дизель без наддува Дизель с наддувом (без промежуточный охлаждения воздуха)	1,34-1,39 1,38-1,42   1,35-1,38	0,8-2,0 3,5-5,0   6,0-8,0	550-800 700-950   900-1100

 

При отсутствии данных о величине показателя политропы сжатия проектируемого двигателя, а также двигателей, работающих на скоростных режимах, отличных от номинального, можно задаться зависимостью

n₁ = 1,41 – 110/ n

где n — частота вращения коленчатого вала, об/мин.

 

1.4. РАСЧЕТ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ

В процессе сгорания тепло, подведенное к рабочему телу, рас­ходуется на изменение его внутренней энергии и совершение внеш­ней работы. Расчет процесса сгорания производится в два этапа: 1 — термохимический для определения количества рабочего тела в цилиндре; 2 — термодинамический для установления параметров состояния рабочего тела.

Таблица 1.3

Топливо	Состав 1 кг топлива, кг	Содержание газов, % по массе (объему)	Низшая теплота сгорания
углерод	водород	кислород	метан	пропан	бутан	кДж/кг	кДж/м3
Автомобильный бензин	0,854	0,144	-	-	-	-		-
Дизельное топливо	0,864	0,126	0,01	-	-	-		-
Сжиженный газ: СПБТЛ (летний) СПБТЗ (зимний)	-   -	-   -	-   -	4,0   6,0	75,0   33,0	20,0   60,0		-   -
Сжатый газ А Б	- -	- -	- -		1,5 1,5	1,0 1,0	- -

 

Количество остаточных газов М_г (кмоль)

. (24)

Количество продуктов сгорания М2 (кмоль), образующихся при сгорании 1 кг жидкого топлива, может быть определено по фор­мулам, приведенным ниже.

При а > 1 (для дизельных двигателей)

при (для карбюраторных двигателей)

(26)

Количество продуктов сгорания (кмоль) газообразного топ­лива (м³) [16]

(27)

где — количество азота в топливе (1 кмоль азота /1 кмоль топлива).

Изменение количества газов при сгорании определяют как раз­ность между количеством продуктов сгоранияи свежего заряда :

(28)

Для дизелей

(29)

для карбюраторных двигателей

(30)

для газовых двигателей

(31)

При сгорании жидкого топлива в двигателях всегда происходит увеличение количества газа вследствие повышения суммарного числа молекул при химических реакциях их распада и образования новых в результате сгорания водорода и участия в реакциях кислорода, содержащегося в топливе. При сгорании га­зообразного топлива в зависимости от состава газа может быть положительным, отрицательным или равным нулю.

Относительное изменение количества газа в цилиндре двигателя при сгорании горючей смеси характеризуется химическим коэф­фициентом молекулярного изменения

(32)

Для дизельных двигателей

(33)

для карбюраторных

(34)

для газовых

(35)

С увеличением химический коэффициент молекулярного из­менения будет приближаться к единице, причем для жидких топлив он будет всегда уменьшаться с повышением , а для газо­образных характер изменения (возрастание или уменьшение) будет зависеть от положительного или отрицательного значения

В конце сгорания заряд в цилиндре двигателя будет состоять из продуктов сгорания топлива и остаточных газов (кмоль):

(36)

Для дизелей при

(37)

для карбюраторных двигателей при

(38)

для двигателей, работающих на газовом топливе,

(39)

Относительное изменение количества газа (в киломолях) в ци­линдре двигателя при сгорании рабочей смеси характеризуется действительным коэффициентом молекулярного изменения :

(40)

или

(41)

Для карбюраторных двигателей значения находятся в пре­делах 1,05 — 1,08, для дизелей — 1,01 — 1,05.

Рис. 4.1. Силы, действующие в КШМ

Для каждого поворота коленчатого вала φ ее находят по индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета.

4.1. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ В КООРДИНАТАХ Р — φ

Перестроение индикаторной диаграммы из координат р — V в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала осу­ществляется по методу профессора Ф. А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строят полуокружность с радиусом г (см. рис. 1.2, а), имея в "виду, что Полуокружность делят на дуги с центральным углом 30°, точки полуокружности соединяют с центром 0, затем смещают его в сторону НМТ на величину Из нового центра 0 строят лучи параллельно радиусам, проведенным к точкам на окружности. Из полученных точек про­водят перпендикуляры к диаметру окружности и продолжают их до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Эти точки дают значения давления газов р_г, соответствующие данному углу поворота кривошипа.

Справа от диаграммы р — V чертят прямоугольные координат­ные оси (см. рис. 1.2,6). Ось абсцисс (ось р) должна находиться на одном уровне с линией атмосферного давления на индикаторной диаграмме и иметь длину, равную (в масштабе φ) продолжитель­ности рабочего цикла в одном цилиндре двигателя. Затем ось аб­сцисс диаграммы Р — φ разбивают на одинаковые интервалы (30 °) и через полученные точки деления проводят вертикальные линии. На каждую из них проецируют точки 1, 2, 3 и другие из инди­каторной диаграммы р — V и на развернутой индикаторной диаг­рамме Р — φ получают соответственно точки 1,2,3 и т. д. Таким же образом находят остальные точки диаграммы Р — φ. Соединив их плавной кривой, получают развернутую индикатор­ную диаграмму. Если умножить полученные ординаты на масштаб силы давления газов , то развернутая диаграмма будет являться также графиком сил давления газов по углу поворота коленчатого вала:

(123)

где F_n — площадь днища поршня.

(124)

где у — высота ординаты, мм.

По данным табл. 4.4 на новой координатной сетке, которую рекомендуется размещать под координатной сеткой графиков сил строится график тангенциальной силы в том же масштабе, что и графики сил (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Примерный вид трафика изменения тангенциальной силы 4-тактного двигателя

Силу К, действующую вдоль щеки кривошипа, рассчитывают по формуле

(130)

Значения тригонометрического многочлена cos (φ +)5)/cos/3 для различных углов φ представлены в прил. 10.

Направления положительных и отрицательных сил Т и К по­казаны на рис. 4.1.

Рис. 4.3. Примерный вид графика изменения силы К = f(y>) 4-тактного двигателя

 

4.5. ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКА КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА ДВИГАТЕЛЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГО ЭФФЕКТИВНОГО МОМЕНТА

Кривая изменения силы является также кривой изме-

нения индикаторного крутящего момента одноцилиндрового 4-такт­ного двигателя в масштабе (рис. 4.4, а).

Кривая суммарного крутящего момента многоцилиндрового дви­гателя строится методом графического суммирования кривых кру­тящих моментов каждого цилиндра [7, 16]. Суть данной методики сводится к следующему: на графике от начала координат откла­дывают угловой интервал, вычисляемый по формуле

(131)

Масштаб должен быть равен масштабу . График крутя­щего момента одного цилиндра делится по оси абсцисс на равные части, число которых равно числу цилиндров. Для получения графика суммарного крутящего момента двигателя достаточно пе­ренести эти части на угловой интервал G и выполнить их гра­фическое сложение с учетом знаков ординат (рис. 4.4,6). Как видно из рисунка, график является периодической функ-

цией с периодом изменения

Среднее значение крутящего момента многоцилиндрового дви­гателя определяется по формуле

(132)

где — положительная и отрицательная площади графика

_м — масштаб крутящего момента, Н • м/мм;

— длина отрезка АВ, мм. Крутящий момент двигателя

(133)

где — его механический КПД. Рассчитанная таким образом величина эффективного крутящего момента должна совпадать с величиной, вычисленной ранее по формуле

(134)

где — эффективная мощность двигателя, кВт; п — частота вращения вала двигателя,, об/мин.

Разница между показателями не должна быть более ±5 — 8 %.

Для V-образного двигателя диаграмму суммарного крутящего момента (тангенциальной силы) строят в несколько иной после­довательности по сравнению с рядным [3, 7]. Сначала вы­полняют диаграмму изменения крутящего момента (тангенциаль­ной силы) за рабочий цикл для первого цилиндра правого ряда (рис. 4.5, а), ниже ее — диаграмму крутящего момента (танген­циальной силы) для первого цилиндра левого ряда, сдвинутую по фазе с запозданием относительно первого цилиндра правого ряда на угол развала цилиндров (рис. 4.5,6). С интервалом 10 — 30° алгебраически складывают ординаты M_Rp для первых двух цилиндров правого и левого рядов, точки соединяют плавной

кривой и получают диаграмму суммарного крутящего момента (тангенциальной силы) '(рис. 4.6).

Рис. 4.5. Диаграмма танген­циальных сил первого (а) и четвертого (б) цилиндров V-образного 6-цилиндрового двигателя с углом развала цилиндров, равным 120

Рис. 4.6. Совместная диаграмма тангенциальных сил первого и четвертого цилиндров

Кривую суммарного крутящего момента первых двух цилиндров разбивают на участки О' — число цилиндров одного ряда) и переносят эти участки кривой на угловой интервал Далее осуществляют графическое суммирование ординат кривых крутящих моментов на угловом интервале в, отмечают полученные точки на графике и вычерчивают результирующую кривую крутящего момента для многоцилиндрового двигателя. На остальных угловых участках рабочего цикла она будет периоди­чески повторяться (рис. 4.7).

Рис. 4.7. Результирующая диаграмма тангенциальных сил 6-цилиндрового V-образного двигателя

Среднее значение крутящего момента V-образного двигателя определяют так же, как и рядного, по зависимости (132).

 

4.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННЫЕ И КОРЕННЫЕ ШЕЙКИ

Из схемы сил, приведенной на рис. 4.1, видно, что шатунная шейка коленчатого вала нагружается силой S, передаваемой ша­туном от верхней головки, и центробежной силой Р_с. Составля­ющие силы S (Т и К) определяются по формулам (129) и (130)

для любого угла поворота кривошипа в заносятся в табл. 4.4 и 4.5.

По. данным расчета построим векторную диаграмму нагрузок на шатунную шейку в координатах Т и К. Для этого возьмем прямоугольные оси координат (рис. 4.8), где ось абсцисс пред­ставляет собой ось сил Т, а ось ординат — сил К. Примем силы Т положительными, если они направлены в сторону от оси ци­линдра, и отрицательными, если они имеют обратное направление.

Рис. 4.8. Полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку 4-тактного двигателя: а — карбюраторного; б — дизеля

Силы К считают положительными, если они направлены вниз (сжимают кривошип), и отрицательными, если они направлены вверх (растягивают кривошип). При построении диаграммы ось шатунной шейки считают неподвижной, а цилиндр — вращаю­щимся вокруг оси шатунной шейки, поэтому отсчет точек ведут против часовой стрелки. Полученные точки соединяют последовательно плавными кривыми и получают полярную диаграмму на­грузок шатунной шейки от действия сил Т и К (см. рис. 4.8).

Для учета нагруженности шатунной шейки центробежной силой от массы нижней головки шатуна т_н „„ вниз (см. рис. 4.8) из нача­ла координат откладывают значение Р_с, вычисленное по формуле

(135)

Масштаб силы должен быть таким же, как и сил Т и К. Радиус-вектор будет равен в масштабе нагрузке на поверхность шатунной шейки, соответствующей данному углу пово­рота коленчатого вала (см. рис. 4.8).

Для прочностного расчета кривошипа векторную диаграмму нагрузки на шатунную шейку, как правило, перестраивают в развернутую (рис. 4.9). С этой целью наносят прямоугольные оси координат, где по оси абсцисс откладывают углы поворота , а по оси ординат в масштабе— нагрузки , определяемые длиной радиуса-вектора.

По этой диаграмме определяют площадь , заключенную между кривой и осью φ, которая будет характеризовать величину средней нагрузки на шатунную шейку за цикл работы двигателя:

(136)

где — длина диаграммы , мм.

Удельную нагрузку на рабочую поверхность шатунной шейки, определяющую условия работы шатунного подшипника и срок его службы, находят по формуле

(137)

где — соответственно диаметр и длина шатунной шейки, м.

Среднее удельное давление на шейки коленчатого вала при работе двигателя с номинальной нагрузкой может достигать: у карбюраторного — 4 — 12, у дизеля — 6 — 16 МПа. Для антифрикционных сплавов подшипников скольжения [q_n] оно должно быть меньше допустимых нагрузок. Для сплавов АСМ АО — 28, для свинцовистой бронзы БрС — 30 — 32 МПа. Развернутую диаграмму используют также для определения места сверления отверстия в шатунной шейке, по которому подводится смазка к подшипнику скольжения. Обычно его сверлят в зоне наименьшего давления.

Для определения нагрузки на коренные шейки коленчатого •вала на векторной диаграмме (см. рис. 4.8) начало радиуса-вектора необходимо перенести в новую точку Ог, которая должна отстоять от начала координат (точка 0) на расстояние, соответствующее в масштабе величине центробежной силы вращающихся масс кри-вошипно-шатунного механизма:

(138)

где — масса вращающихся элементов кривошипа (щек шатунной шейки).

Радиус-вектор (см. рис. 4.8) будет в масштабе силы давать нагрузку на поверхность коренной шейки, соответствующую дан­ному углу поворота коленчатого вала.

Построение развернутой диаграммы и определение средней нагрузки R_KnICp на коренную шейку осуществляют так же, как и для шатунной шейки. Удельная нагрузка на коренную шейку рассчитывается по формуле

(139)

где — соответственно диаметр и длина коренной шейки коленчатого вала, м.

Значения некоторых типов двигателей даны в прил. 1, 2.

 

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТОВ НЕРАВНОМЕРНОСТИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА И ХОДА ДВИГАТЕЛЯ

Как видно из диаграммы (см. рис. 4.4), крутящий момент даже при установившемся режиме работы двигателя является перемен­ной величиной, зависящей от сил давления газов в цилиндрах, угла поворота кривошипа и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Такое изменение крутящего момента вызывает соответствующую неравномерность хода (вращения вала) двигате­ля, от которой зависит возникновение крутильных колебаний в коленчатом валу, что еще более увеличивает неравномерность его вращения. Неравномерность крутящего момента оценивают коэф­фициентом его неравномерности [16]:

(140)

где — соответственно максимальное, минимальноеи среднее значения индикаторного крутящего мо­мента.

Колебание угловой скорости со за цикл при установившемся режиме характеризуется коэффициентом неравномерности хода двигателя

(141)

где— соответственно максимальное, минимальное и среднее значения угловой скорости за цикл работы дви­гателя.

Коэффициент неравномерности хода можно найти из выраже­ния

(142)

где — индикаторная мощность двигателя, Вт; — приведенный момент инерции движущихся масс двигателя, кг • м; — наи­большее значение максимальной избыточной работы, Дж; — работа средней суммарной тангенциальной силы на фланце ко­ленчатого вала за один оборот, Дж.

Приближенно величину избыточной работы можно найти из формулы

(143)

При практических расчетах коэффициента неравномерности хо­да по формуле (142) величину отношения принимают в зависимости от числа цилиндров и тактности двигателя (табл. 5.1) [16].

 

Таблица 5.1

Число цилиндров	Отношение Lизб/Lср	Число цилиндров	Отношение Lизб/Lср
Для 4-х тактных двигателей	Для 2-х тактных двигателей	Для 4-х тактных двигателей	Для 4-х тактных двигателей
	3,10 1,30 0,80 0,17	1,30 0,58 0,25 0,11		0,30 0,10 0,13 0,09	0,045 0,025 0,010 –

 

Расчетные значения величины δ не должны превышать допу­стимые: для тракторных двигателей — 0,003 — 0,01, для автомо­бильных — 0,01 — 0,02.

Приведенный момент инерции 1₀ движущихся масс двигателя приближенно можно определить по формуле В. П. Терских [8,16]:

где D и d — диаметры цилиндра и коренной шейки коленчатого вала, см; b — число рабочих полостей, приходящихся на одно колено (для V-образных двигателей b равно 2, для рядных— 1); к' — коэффициент, учитывающий длину шатуна и тип двигателя; h — расстояние между цилиндрами, см; г — радиус кривошипа, см. В пределах применимости формулы (144), определяемой нера­венством значения рассчитывают по сле­дующим выражениям:

— для двигателей с чугунными поршнями

(145)

— для двигателей с поршнями из алюминиевого сплава

(146)

где — длина шатуна, см.

Межцилиндровое расстояние h при расчетах находят из отно­шения [16]; для карбюраторных двигателей оно равно 1,2 — 1,28, для дизелей — 1,47 — 1,55.

Момент инерции маховика двигателя

(147)

Значения приведенного момента инерции и коэффициента неравномерности крутящего момента для некоторых типов двига­телей представлены в табл. 5.2 [16].

 

Таблица 5.2

Марка двигателя	Момент инерции I0, кг*м2	Коэффициент неравномерности крутящего момента
ЗИЛ – 130 ЯМЗ -236 ЯМЗ – 238 Д-50, Д-240 СМД -60, СМД-62	0,61 2,45 2,45 2,40 2,00	1,36 2,28 1,36 3,35 2,28

 

Размеры маховика определяются с помощью выражения

(148)

где — средний диаметр обода маховика.

Задавшись диаметром обода найдем необходимую массу маховика При известной массе по выражению (148) можно вычислить Для автомобильных двигателей он равен 0,30 —

0,45, для тракторных — 0,30 — 0,50 м.

Маховик обеспечивает заданную степень равномерности вра­щения коленчатого вала и минимальную частоту его вращения на холостом ходу. В процессе расчета его конструктивных пара­метров необходимо учитывать, что если значение малое, за­трудняется трогание трактора или автомобиля с места, если чрез­мерно большое, ухудшаются приемистость двигателя и разгон МТА или автомобиля.

При определении массы маховика считают, что момент его инерции 1_М составляет: для автомобильного двигателя — 80 — 90, для тракторного — 75 — 90 % от приведенного момента инер­ции

С целью обеспечения необходимой прочности наружный диа­метр маховика выбирают по допустимой скорости V_M на на­ружной окружности:

(149)

Допустимое значение окружной скорости для чугунных махо­виков не должно превышать 70 м/с, для стальных литых — 100, для стальных штампованных — 110 м/с.

 

6. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Артамонов М. Д., Морин Af. М., Скворцов Г. Л. Основы теории и кон­струирования автотракторных двигателей. М.: Высш. шк., 1978. 133 с.

2. Банковский Ю. М., Галактионов В. А., Михайлова Т. Н. Графор. Гра­фическое расширение Фортрана. М.: Наука, 1985. 288 с.

3. Богатырев А. В., Корабельников А. II., Чумаков В. Л. Тракторы и ав­томобили: В 2 ч. Ч. I. Двигатели: Учеб.-метод. пособие по выполнению курсовой работы/ МГАУ им. В. П. Горячкина. М., 1993. 87 с.

4. Ветчинников М. #., Шилова Г. М. Основы работы и выполнения чертежей на персональных ЭВМ: Учеб. пособие / Саранск: Изд-во Мордов. ун-та, 1995. 88 с.

5. ГОСТ 14846—81. Двигатели автомобильные: Методы стендовых испытаний. М.: Изд-во стандартов, 1981. 37 с.

6. ГОСТ 18509—88 (СТ СЭВ 2560—80). Дизели тракторные и комбайновые: Методы стендовых испытаний. М.: Изд-во стандартов, 1988. 70 с.

7. Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых и комбинированных двигателей / По