Тепловой и динамический расчет двигателя. 
Тяговый расчет автомобиля

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Трактора и автомобили»

на тему: «Тепловой и динамический расчет двигателя. Тяговый расчет автомобиля»

1. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ

1.1 Полная масса автомобиля

1.2 Номинальная мощность двигателя

1.3 Подбор шин и определение радиуса качения ведущих колес

1.4 Передаточные числа коробки передач

1.5 Расчет и построение тяговых и динамических характеристик автомобиля

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Выбор и обоснование исходных данных к тепловому расчету

2.1.1 Давление и температура остаточных газов

2.1.2 Подогрев свежего заряда

2.1.3 Коэффициент избытка воздуха

2.1.4 Топливо

2.1.5 Показатели политроп сжатия и расширения

2.1.6 Коэффициент использования тепла

2.1.7 Степень повышения давления

2.1.8 Коэффициент наполнения

2.2 Определение параметров состояния рабочего тела

2.2.1 Процесс впуска

2.2.2 Процесс сжатия

2.2.3 Процесс сгорания

2.2.4 Процесс расширения

2.3 Индикаторные и эффективные показатели двигателя.

Определение диаметра и хода поршня.

Построение индикаторной диаграммы

2.4 Построение скоростной характеристики двигателя

3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма

3.2 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

3.2.1 Порядок расчета и построений

1. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ

Тяговым расчетом определяются: полная масса автомобиля, расчетные скорости движения, передаточные числа трансмиссии и мощность двигателя.

1.1 Полная масса автомобиля

m = m_о + m_г + а*n = 1670 + 800 + 75*2 = 2620 кг, где

m_о = 1670 кг — масса снаряженного автомобиля;

m_г = 800 кг — масса груза (номинальная грузоподъемность);

n = 2 — число мест в кабине;

а = 75 кг — масса водителя или пассажира.

Сила тяжести (вес) автомобиля G = m*g = 2620*9,81 = 25 702,2 H.

Коэффициент грузоподъёмности:

з_г = m_г/ m_о = G_т/G_о

з_г = 800/1670 = 0,48

1.2 Номинальная мощность двигателя

Мощность двигателя, необходимая для движения полностью загруженного автомобиля с максимальной скоростью движения в заданных условиях, определяется по формуле:

где

G — полный вес автомобиля (сила тяжести);

з_тр = 0,93 — механический КПД трансмиссии;

V_max — максимальная скорость движения, км/ч.

= 0,03 — коэффициент сопротивления дороги;

P_{w max} = k_w*с_в*F*V² = 0,4*1,293*4,26*26,4² = 1536 Н — сила сопротивления воздуха при максимальной скорости;

с_в = 1,293 кг/м³ — плотность воздуха;

k_w = 0,4 — коэффициент обтекаемости (легковые — 0,1…0,2; грузовые — 0,4…0,5);

F = B*H = 2,044*2,086 = 4,26 м²; - площадь лобовой поверхности;

B — ширина машины, В = 2,44 м;

Hвысота машины, Н = 2,086 м;

Максимальная мощность карбюраторного двигателя работающего с ограничителем, может быть определена по эмпирической формуле:

где

л = 0,9…0,95;

1.3 Подбор шин и определение радиуса качения ведущих колес

Подбор шин производится по нагрузке, приходящейся на колесо. Для нахождения нагрузки на колесо распределение массы по осям можно принять по прототипу. Коэффициенты нагрузки передних и задних колес переднеприводного автомобиля: л_п = 0,45, а л_з = 0,55, тогда массы, приходящиеся на передние и задние колеса проектируемого автомобиля находятся:

m_кп = л_п*m/z₁ = 0,45*2620/2 = 589,5 кг

m_кп = л_з *m/z₂ = 0,55*2620/2 = 720,5 кг, где

m_кп — полная масса проектируемого автомобиля;

z₁ — число колес передней оси автомобиля, z₁ = 2;

z₂ — число колес задней оси, z₂ = 2.

По ГОСТ 5513–75 следует подобрать размер шин и определить статический радиус колеса. r_ст = 0,3 м. Радиус качения ведущих колес определяется по выражению

r_к= (0,98 … 0,99)* r_ст = 0,98*0,3 = 0,29 м.

1.4 Передаточные числа коробки передач

Кинематическая схема трансмиссии не разрабатывается и принимается такой же, как у конструктивного прототипа. Передаточное число главной передачи находится по формуле:

Передаточное число трансмиссии на первой основной передаче определяется по формуле:

где

G_сц = л_п * G = 0,55* 25 702,2 = 14 136,21 Н — сцепной вес автомобиля;

ц = 0,75 — коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой;

М_mах = 188 Н*м (см п. 2.5.) — максимальный крутящий момент двигателя; Передаточное число первой передачи коробки передач будет:

В первом приближении принимается, что передаточные числа коробки передач образуют геометрический ряд со знаменателем прогрессии:

где z = 4 — число передач, включая прямую передачу. Передаточные числа последующих передач определяются по выражениям:

; ;

; ;

Соответствующие им расчетные скорости автомобиля:

;

;

;

;

1.5 Расчет и построение тяговых и динамических характеристик автомобиля

В курсовом проекте должны быть рассчитаны и построены графики силового и мощностного баланса автомобиля, динамическая характеристика, графики ускорения, времени и пути разгона автомобиля для движения его с полной нагрузкой на всех передачах. Для построения указанных зависимостей выбирают 8—10 расчетных скоростных режимов двигателя от n_min до n_N и по скоростной характеристике определяют значения крутящего момента и мощности двигателя. Полученные данные заносят в таблицу. Далее для всех скоростных режимов работы последовательно рассчитываются: 1. Скорость движения автомобиля

; ;

2. Касательная сила тяги

где:

М_к — крутящий момент двигателя для данного скоростного режима;

Механический КПД трансмиссии в расчетах можно принять одинаковым для всех передач.

3. Сила сопротивления воздуха:

P_w = k_w* с_в *F*v², Н

4. Сила суммарного сопротивления дороги:

= 0,03*25 702,2 = 771 Н;

5. Составляющие мощностного баланса:

кВт;, кВт;, кВт;

При V _max будет N_к = N_ш + N_w.

6. Динамический фактор автомобиля:

;

7. Ускорение автомобиля

где

g = 9,81 м/с² — ускорение свободного падения;

д_вр = 1,05 + 0,05 i_к² — коэффициент учета вращающихся масс автомобиля;

i_к — передаточное число коробки передач.

Результаты расчетов вносятся в таблицу и по расчетным данным строятся графики тягового (силового) и мощностного баланса, динамическая характеристика, графики ускорения и обратной величины ускорения.

Результаты расчета для построения характеристик автомобиля.

Графики времени и пути разгона ввиду отсутствия точно выраженной аналитической связи между ускорением и скоростью движения строятся графоаналитическим способом. Для этого строится график величин обратных ускорениям. На этом графике любая площадка ограниченная кривой 1/j, осью абсцисс и двумя ординатами, представляет собой время разгона в данном интервале скоростей. Разбив площадь графика вертикальными линиями на отдельные участки, находят (приближенно) время разгона:

; и т. д., где

1/j_ср1; 1/j_ср2 и т. д. — средние значения величины обратной ускорению соответственно на первом, втором, и т. д. участках;

ДV₁; ДV₂ и т. д. — интервалы скоростей, км/ч.

Обычно принимают равные интервалы скоростей. Рекомендуется принимать ДV =10 км/ч. Время разгона от минимально устойчивой скорости V_min до конечной скорости V_max будет:

t = Дt₁ + Дt₂ + Дt₃ + … +Дt_n, с По полученным значениям строят кривую времени разгона t = f (V), принимая t = 0 при минимальной скорости движения V_min = V₁ Скорости V₂ будет соответствовать значение Дt₁, скорости V₃ — значение Дt₁ + Дt₂ и т. д. Полученные точки соединяют плавной кривой, выражающей зависимость времена разгона от скорости движения.

Для определения пути разгона также пользуются методом графического интегрирования. График времени разгона так же, как описано ранее, разбивается на участки изменения скорости к определяется путь разгона на каждом участке

;

и т.д., ;

Общий путь разгона: S = ДS₁ + ДS₂ + ДS₃ + … +ДS_n, м Результаты расчета времени и пути разгона автомобиля.

расчет тепло динамика тяга двигатель автомобиль

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

В процессе теплового расчета должны быть определены параметры состояния рабочего тела, соответствующие характерным точкам цикла, индикаторные и эффективные показатели двигателя, диаметр и ход поршня; построены индикаторная диаграмма и скоростная характеристика двигателя, Тепловой расчет производится для режима максимальной мощности карбюраторного двигателя, работающего с ограничителем.

Последовательность выполнения теплового расчета:

* выбор и обоснование исходных данных к расчету;

* определение параметров состояния рабочего тела;

* определение индикаторных и эффективных показателей двигателя;

* определение диаметра и хода поршня;

* построение индикаторной диаграммы и скоростной характеристики двигателя.

2.1 Выбор и обоснование исходных данных к тепловому расчету

В расчетно-пояснительной записке должны быть выбраны и обоснованы: давление р_г и температура Т_г остаточных газов; подогрев свежего заряда? Т, коэффициент избытка воздуха б;. сорт и марка топлива, его элементарный состав и теплотворность; средние показатели политроп сжатия и расширения n₁ и n₂; степень повышения давления л (только для дизелей); коэффициент использования тепла о; коэффициент округления индикаторной диаграммы.

2.1.1 Давление и температура остаточных газов

Давление остаточных газов р_г, в основном зависит от числа расположения клапанов и их размеров, сопротивления выпускного тракта, быстроходности двигателя, системы охлаждения и других факторов и для автомобильных двигателей находится в пределах:

* для карбюраторных двигателей р_г=(1,05… 1,15)*р_о, где

р_о = 0,101 Мпа — атмосферное давление

р_г = 1,09*0,101 = 0,110 МПа.

Температура остаточных газов Т_г зависит от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения, коэффициента избытка воздуха, степени догорания топлива в процессе расширения, нагрузки и для выполненных конструкций двигателей имеет значения:

* в карбюраторных двигателях Т_г = 900…1100 К.

Принимаем Т_г = 1000 К

С увеличением степени сжатия эта температура снижается, а при увеличении частоты вращения она возрастает. На температуру остаточных газов влияет также состав смеси. С увеличением коэффициента избытка воздуха температура Т_г снижается.

2.1.2 Подогрев свежего заряда

Величина подогрева свежего заряда? T зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения двигателя и охлаждения впускного трубопровода, быстроходности двигателя, наддува и других факторов. В существующих конструкциях двигателей подогрев составляет:

* карбюраторные двигатели? Т = 0… 20 К Принимаем? Т = 10 К

Как правило, V — образные двигатели по сравнению с рядными имеют меньший подогрев заряда.

2.1.3 Коэффициент избытка воздуха

Применяемое для расчета значение коэффициента избытка воздуха в основном определяется типом двигателя и способом смесеобразования и при номинальной мощности двигателя находится в пределах:

* для четырехтактных карбюраторных двигателей б = 0,85… 0,9.

Принимаем б = 0,87

При этом, чем больше частота вращения двигателя и чем больше средняя скорость поршня, тем меньше может быть принято значение для данного типа двигателя.

2.1.4 Топливо

Для автомобильных двигателей принимаются автомобильные бензины (ГОСТ 2084;77)

Таблица 1 Элементарный состав и теплота сгорания топлива

2.1.5 Показатели политроп сжатия и расширения

Средний показатель политропы сжатия n₁ зависит от частоты вращения вала двигателя, степени сжатия, формы камеры сгорания, размеров цилиндра, материала поршня и головки цилиндров, теплообмена и других факторов

Для современных двигателей средний показатель политропы сжатия находится в пределах:

* для карбюраторных двигателей n₁ = l, 34…1,39.

Принимаем n₁ = l, 38

При выборе n_1, следует иметь в виду, что с увеличением частоты вращения двигателя показатель политропы увеличивается.

Средний показатель политропы расширения n₂ зависит от степени догорания топлива, интенсивности отвода тепла в процессе расширения, утечек через неплотности и находится в пределах:

* для карбюраторных двигателей n₂=1,24…1,30.

Принимаем n₂ = l, 24

2.1.6 Коэффициент использования тепла

Коэффициент использования тепла о выражает долю тепла используемого на участке видимого сгорания (cz'z) на увеличение внутренней энергии и совершение работы. Величина его зависит от конструктивных параметров двигателя, режима работы и регулировки двигателя, способа смесеобразования, формы камеры сгорания и других факторов. Чем совершенное процесс смесеобразования и выше скорость сгорания, тем больше о. При поздних углах опережения зажигания и впрыска топлива, возрастает догорание топлива в ходе расширения и о уменьшается. С увеличением частоты вращения относительная теплоотдача в стенки цилиндра уменьшается, но более значительное влияние оказывает догорание топлива и потому снижается о. Повышение степени сжатия и применению компактных камер сгорания приводит к увеличению о.

Коэффициент использования тепла находится в пределах:

* для карбюраторных двигателей с верхним расположением клапанов:

о =0,8…0,95

Принимаем о = 0,8

2.1.7 Степень повышения давления

Степень повышения давления л выбирается только для дизелей. Принимаем л = 4.

2.1.8 Коэффициент наполнения

По опытным данным коэффициент наполнения при полной нагрузке двигателя составляет:

* для четырехтактных карбюраторных двигателей с верхним расположением клапанов з_v=0,75…0,90:

Принимаем з_v = 0,8

2.2 Определение параметров состояния рабочего тела

После выбора и обоснования исходных данных для процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска должны быть определены давление и температура в характерных точках индикаторной диаграммы.

2.2.1 Процесс впуска

1. Давление в конце впуска

р_а = р_о —, МПа

где

в — коэффициент затухания скорости движения заряда;

о_вп — коэффициент сопротивления впускной системы;

W_вп — средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (в клапанах), W_вп = 50…130 м/с;

с — плотность заряда на впуске.

=2,5…4,0 = 3,5; W_вп = 100 м/с;

Плотность заряда на впуске определяется по уравнению состояния идеального газа:

кг/м³, где

R — удельная газовая постоянная воздуха, R = 287 Дж/кг*К.

Т_о — температура воздуха на входе во впускную систему, Т_о = 288 К.

В двигателях без наддува потери давления находятся в пределах:

* карбюраторные двигатели Др_а = (0,05…0,20)* р_о;

о — степень сжатия, о = 6,7.

р_а = 0,101 — 0,021 = 0,08 МПа.

2. Коэффициент остаточных газов

Для четырехтактных двигателей г_г находится в пределах:

* карбюраторные двигатели г_г = 0,06…0,10.

3. Температура в конце впуска

2.2.2 Процесс сжатия

1. Давление в конце сжатия

p_c = p_a*еⁿ¹ = 0,08*6,7^1,38 = 1,104 МПа.

2. Температура в конце сжатия

T_c = T_a* еⁿ¹⁻¹ = 350*6,7^{1,38 — 1} = 721 К.

2.2.3 Процесс сгорания

1. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

где,

С, Н, О — массовые доли соответственно углерода, водорода и кислорода в элементарном составе топлива;

0,21 — объемное содержание кислорода в кг воздуха

2. Действительное количество молей свежего заряда

* .для карбюраторных двигателей М₁= М+ l/м_г, кмоль/кг, где

М = б*Lo = 0,87*0,512 = 0,445 кг/кмоль — действительное количество воздуха, необходимого для сгорания 1 кг топлива;

м_г =110…120 кг/кмоль-молекулярная масса паров бензина.

М₁= 0,445+ l/115 = 0,454 кмоль/кг.

3 Количество молей продуктов сгорания при б < 1 (сгорание в карбюраторных двигателях)

4. Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

где

во =М₂/М₁ — коэффициент молекулярного изменения горючей смеси.

Коэффициент в находится в пределах:

* для карбюраторных двигателей в =1,07…1,1.

5. Температура и давление в конце видимого сгорания.

Температура в конце видимого сгорания Т_z определяется из уравнения сгорания, которое для карбюраторных двигателей имеют вид:

где

о — коэффициент использования тепла (0,8…0,95), принимаем, о = 0,8;

Q_н — теплотворность бензина, Q_н = 44 000 кДж/кг;

=119,95*(1 — б)*L₀*10³ = 119,95*(1−0,87)*0,512*10³ = 7984 кДж/кг — неполнота сгорания;

 — средние мольные теплоемкости при постоянном объеме соответственно рабочей смеси и продуктов сгорания

Значения средних мольных теплоемкостей приближенно могут быть определены по выражениям :

для рабочей смеси:

= 20,129+0,2 411*Т_с = 20,129+0,2 411* 721 = 21,87 кДж/(кмоль*К)

для продуктов сгорания в карбюраторном двигателе

= (18,422 + 2,5958* б) + (1,549 + 1,37* б)*10^-3 = (18,422 + 2,5958* 0,87) + (1,549 +1,37* 0,87)*10^-3 = 20,68 кДж/(кмоль*К)

Подставив значения теплоемкостей, находим T_z:

T_z = 3097 К. Давление в конце видимого сгорания:

* в карбюраторных двигателях p_z = в*p_c*(T_z/T_c)=1,086*1,104*(3097/721) = 5,15 МПа.

л = p_z/ p_c = 5,15/1,104= 4,7 — степень повышения давления в карбюраторных двигателях л = 3,5 … 4,5. (см. п 2.1.7.)

2.2.4 Процесс расширения

В результате процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу.

Давление р_в и температура Т_в газов в конце расширения определяется по уравнениям политропного процесса:

* в карбюраторных двигателях

р_в = p_z/ еⁿ²= 5,15/6,7^1,24 = 0,49 МПа.

Т_в = T_z/ еⁿ²⁻¹ = 3097/6,7^0,24 = 1962 К.

2.3 Индикаторные и эффективные показатели двигателя

В ходе расчета должны быть определены индикаторные показатели цикла (среднее индикаторное давление p_i, индикаторный КПД з_i; индикаторный удельный расход топлива g_i) и эффективные показатели двигателя (среднее эффективное давление p_е, механический КПД з_м, эффективный КПД з_е, эффективные удельный расход топлива g_е)

1. Теоретическое среднее индикаторное давление карбюраторного двигателя:

2. Среднее индикаторное давление действительного цикла

p_i = ц * = 0,96*1,13 = 1,08 Мпа, где

ц — коэффициент скругления (полноты) индикаторной диаграммы, ц = 0,96.

Для карбюраторных двигателей принимают ц = 0,94…0,97

3. Индикаторный КПД цикла

4. Индикаторный удельный расход топлива

g_i = 3600/(Q_н * з_i) = 3600/(44*0,31) = 248 г/кВт*ч.

5. Среднее давление механических потерь:

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра (S/D) = 92/92 = 1.

При S/D? 1; p_м= 0,049+0,0152*С_m;

При S/D < 1; p_м= 0,039+0,0132*С_m.

Средняя скорость поршня С_m принимается по прототипу и определяется

С_m = S*n_н/30 = 92*10^-3*4000/30 = 12,3 (м/с), где

S — ход поршня в метрах

p_м= 0,049+0,0152*12,3 = 0,24 МПа

6. Среднее эффективное давление и механический КПД

р_е = р_i-р_м = 1,08−0,24 = 0,84 МПа;

з_м = р_е / p_i = 0,84/1,08 = 0,78

7. Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива

з_е = з_i* з_м = 0,33*0,78= 0,26

g_е=3600/(Q_H* з_e) = 3600/(44*0,26)= 315 г/(кВт/ч).

Определение диаметра и хода поршня.

Задаемся отношением хода поршня к диаметру как у конструктивного прототипа (S/D) = 92/92 = 1

Для определения рабочего объема цилиндра используют формулу мощности, из которой следует

л, где

ф — тактность двигателя;

i — число цилиндров;

N — эффективная мощность двигателя, кВт;

n — частота вращения коленчатого вала двигателя.

p_е — среднее эффективное давление. МПа.

После этого определяем диаметр цилиндра D и ход поршня S.

мм.

мм.

По окончательно принятым значениям D и S определяем номинальную (максимальную) мощность двигателя

кВт.

Полученное значение мощности расходиться со значение мощности, полученном при тяговом расчете менее чем на З%.

Построение индикаторной диаграммы.

Индикаторная диаграмма строится в координатах pV.

Масштаб давлений: в 1 мм — 0,02 Мпа.

Масштаб объемов: в 1 мм — 0,005 л.

Объем камеры сгорания:

л.

Промежуточные точки политроп сжатия и расширения определяются по уравнениям политроп, заменив в них отношение объемов отношением отрезков, выражающих объемы:

для политропы сжатия:

для политропы расширения:

Результаты расчета политроп сжатия и расширения.

2.4 Построение скоростной характеристики двигателя

Для расчета и построения кривых эффективной мощности и эффективного удельного расхода топлива используются эмпирические формулы для карбюраторных двигателей:

где

N_max и n_n — максимальная мощность и максимальная частота вращения карбюраторного двигателя; g_en — эффективный удельный расход топлива при N_max; n_x — расчетные (текущие) частоты вращения двигателя; а=1; b=1; c=1; а₁=1,2; b₁=1; c₁=0,8 — опытные коэффициенты; Крутящий момент и часовой расход топлива находятся по формулам:

M_ex= 9554*(N_ex /n_x); G_tx=g_ex* N_ex *10^-3.

Результаты расчета скоростной характеристики двигателя

По результатам расчета строятся кривые скоростной характеристики двигателя.

По результатам теплового расчета и данных внешней скоростной характеристики составляется таблица:

3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма

Расчет состоит в определении перемещения скорости и ускорения поршня для различных углов поворота коленчатого вала, при постоянной частоте вращения его. Исходными данными для расчета являются:

радиус кривошипа R=S/2 = 92/2 = 46 мм отношение л = ¼ = 0,25 (0,22…0,33) длина шатуна L = R* л = 46*0,25 = 11,5 мм частота вращения щ = (р*n_н)/30 = (3,14*5750)/30 = 602,14 Определение кинематических параметров производится по формулам:

* перемещение поршня

х =R *[ (1 — cos ц) + (л/2)* sin² ц] = k_x*R, м;

* скорость поршня

C_m= R* щ *(sin ц + (л/2) * sin2ц) = k_v* R* щ, м/с;

* ускорение поршня

j = R* щ² (cos ц + л*соs2 ц)= k_j* R* щ ², м/с².

Перемещение, скорость и ускорение поршня

По данным расчета строятся кривые х, v, j по размеру листа записки.

3.2 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

Динамический расчет КШМ состоит в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов в цилиндре и сил инерции движущихся масс деталей КШМ. По найденным силам рассчитывают детали КШМ на прочность и износ, определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности вращения двигателя. В ходе расчета должны быть определены:

* инерционные p_j и суммарные Р_У силы, действующие на поршневой палец;

* сила N, действующая на стенку цилиндра,

* сила Р_ш, действующая по шатуну и составляющие этой силы: тангенциальная сила Т, направленная по касательной окружности радиуса кривошипа, и нормальная (радиальная) сила Z, направленная по радиусу кривошипа.

* Центробежная сила инерции Р_ц неуравновешенных вращающихся масс кривошипа.

Эти силы определяются для положении коленчатого вала

от 0° до 720° через каждые 10°.

3.2.1 Порядок расчета и построений

1. Выбираются и обосновываются:

масса поршневой группы m_п = 534 г;

масса шатунной группы m_ш = 826 г;

масса неуравновешенных вращающихся частей колена кривошипа m_к = 1088 г;

Эти массы выбираются по прототипу или аналогичному двигателю. Также могут быть использованы приводимые в литературе так называемые конструктивные массы, представляющие отношение массы и площади поршня. Площадь поршня F_п = р*D²/4 = 3,14*9,2²/4 = 66,44 см²;

Конструктивные массы деталей КШМ для карбюраторного двигателя:

Материал поршня — алюминиевый сплав; m_п/ F_п = 8…15 = 14 г/см²;

Материал шатуна — сталь; m_ш/ F_п = 10…20 = 18 г/см²;

Материал коленчатого вала — чугун; m_к/ F_п = 10…20 = 18 г/см²;

Массу шатунной группы заменяют двумя массами, сосредоточенными на оси поршневого пальца и на оси шатунной шейки. Для расчетов принимают:

m_шп = 0,275* m_ш = 0,275*0,826 = 0,227 кг

m_шк = 0,725* m_ш = 0,725*0,826 = 0,599 кг

Тогда масса возвратно-поступательно движущихся частей КШМ будет равна:

m = m_п + m_шп = 0,534 + 0,227 = 0,761 кг Масса, совершающая вращательное движение, включает массу неуравновешенных частей кривошипа, приведенную к оси шатунной шейки и массу шатунной группы, отнесенную к оси шатунной шейки

m_R = m_к + m_шк = 1,088 + 0,761 = 1,849 кг

2. Перестраивается индикаторная диаграмма в развернутую по углу поворота коленчатого вала ц, которая затем используется для нахождения графическим путем суммарных сил, действующих на поршне.

3. Определяются силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс по уравнению

P_j = - m*j = -m*R*щ²*(cos ц + л*соs2 ц), Н, где

J — ускорение поршня, м/с Сила инерции, отнесенная к единице площади поршня, будет

p_j = P_j/F_n = -m*j/F_n H/м²,(Пa)

4. Суммарные силы, действующие на поршень, определяются алгебраическим сложением сил давления газов и сил инерции возвратно — поступательно движущихся масс.

P_У =P_r+P_j, Н и p_У = p_r+_Pj, H/м² (Па)

5. Для принятых углов поворота коленчатого вала определяются силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме.

Нормальная сила, действующая перпендикулярно к оси цилиндра:

N= P_У tg в, H; n =N/F_n= p_У * tg в, Н/м² (Па);

- угол отклонения шатуна от оси цилиндра.

Тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа и создающая момент вращения:

Т= P_У *, Н;

t = p_У *, Па;

Сила Т считается положительной, если создаваемый ею момент совпадает с направлением вращения вала двигателя. Сила, направленная по радиусу кривошипа

Z = P_У *, Н;

z = p_У *, Па;

Сила Z считается положительной, если она сжимает щеки колена кривошипа.

По данным расчета на одном графике должны быть построены кривые сил t, n и z (отнесенные к единице площади поршня) по углу поворота ц. Масштаб сил принимается таким же, как для сил P_r, P_j и P_z.

6. Для многоцилиндрового двигателя строится суммарная диаграмма тангенциальных сил.

Так как для всех цилиндров двигателя кривые тангенциальной силы одинаковы и отличаются лишь тем, что смещены по углу поворота коленчатого вала на угловые интервалы между вспышками в отдельных цилиндрах, то для построения суммарной кривой t_У достаточно иметь кривую t для одного цилиндра. Для четырехтактных двигателей с равными интервалами между вспышками суммарная сила t_У будет периодически изменяться через и = 720/i градусов, где i = 4 число цилиндров.

Данные динамического расчета двигателя