Тепловой расчёт автомобильного двигателя

Тепловой расчёт автомобильного двигателя

Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта

Проектируемый двигатель не имеет наддува, следственно мы принимаем давление свежего заряда, поступающего к двигателю, равным атмосферному т.е. Р0= 0, 1 МПа, а его температура равна температуре атмосферного воздуха Т0=293К.

Принимаем средний элементарный состав, молекулярную массу, низшую теплоту сгорания и среднюю молярную массу равными соответственно [1]:

массовая доля углерода в топливе =0, 87;

массовая доля водорода в топливе =0, 126;

массовая доля кислорода в топливе =0, 004;

Нu=42500кДж, =200 .

Принимаем степень сжатия =17 единиц, для получения оптимального к.п.д.

Коэффициент избытка воздуха выбираем равным =1, 3; так как это способствует увеличению топливной экономичности.

Величину давления остаточных газов принимаем равной = 0, 12 МПа так дизельный двигатель не является быстроходным.

Температуру остаточных газов принимаем равной =800К, так как степень сжатия не большая, а коэффициент избытка воздуха имеет большое значение.

Величину подогрева свежего заряда от стенок принимаем равной =10К, так как нет специального подогрева, система охлаждения жидкостная.

Коэффициент наполнения цилиндров принимаем равным =0, 9

так как проектируемый двигатель обладает малой быстроходностью.

Показатель политропы сжатия принимаем равной =1, 37вследствие малой быстроходности.

Показатель политропы расширения принимаем равной =1, 27 вследствие интенсивного охлаждения цилиндров.

Степень повышения давления газов принимаем =2, так как неразделенная камера сгорания и объемное смесеобразование.

Коэффициент использования теплоты при сгорании принимаем

=0, 83 так как в проектируемом двигателе выбрана рациональная форма камеры сгорания.

Коэффициент скругления индикаторной диаграммы принимаем равным =0, 96 так как он учитывает отклонения действительного процесса от расчетного цикла вследствие конечных скоростей сгорания, а также опережения зажигания и предварения выпуска.

Отношение хорда поршня к диаметру цилиндра принимаем равным =1, т.к. уменьшается масса и высота двигателя,

Методика теплового расчета автомобильного двигателя

Определение параметров конца впуска

Коэффициент остаточных газов:

Температура газов в конце впуска:

, К.

Давление газов в конце впуска:

, МПа.

Определение параметров конца сжатия

Давление газов в конце сжатия:

, МПа.

Температура газов в конце сжатия:

, К.

Определение параметров конца сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива:

– в киломолях:

, ;

– в килограммах:

, .

– для дизелей:

, .

Состав и количество продуктов сгорания

– при :

, ;

, .

Химический и действительный коэффициенты молекулярного изменения:

, .

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси перед сгоранием:

, .

Коэффициенты для определения средней мольной теплоемкости продуктов сгорания:

– при :

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов перед сгоранием:

, .

Температура газов в цилиндре в конце сгорания (в К) находится из уравнения сгорания, имеющего вид:

– для дизелей:

Каждое из этих выражений после подстановки численных значений известных величин превращается в квадратное уравнение вида:

где a, b, c – некоторые числовые коэффициенты, получающиеся в результате вычислений.

Для дизелей определяется степень предварительного расширения и степень последующего расширения:

, .

Давление газов в цилиндре в конце сгорания:

, МПа.

Определение параметров конца расширения

Давление газов в цилиндре в конце расширения:

– для дизелей:

, МПа.

Температура газов в цилиндре в конце расширения:

– для дизелей:

, К.

Определение индикаторных показателей

Среднее индикаторное давление:

– для дизелей:

, МПа.

Индикаторный КПД двигателя: ,

где = 1, 2 – плотность воздуха при условиях окружающей среды.

Удельный индикаторный расход топлива:

, .

Динамический расчёт автомобильного двигателя

Поршневая группа

Конструктивная масса поршневой группы , [1].

Шатунная группа

Конструктивная масса шатунной группы , .

Распределение массы шатуна по осям верхней и нижней головок обычно составляют:

– на ось верхней головки ;

– на ось нижней головки .

Конструктивные массы КШМ, совершающие возвратно-поступательное движение:

Конструктивные массы КШМ, совершающие вращательное движение:

Расчёт деталей

Расчётные режимы

Величина и характер изменения основных нагрузок, воздействующих на детали двигателя, зависят от эксплуатационного режима работы двигателя. Обычно рассчитывают детали для режимов, на которых они работают в наиболее тяжелых условиях.

Режим максимальной мощности

Частота вращения коленчатого вала n_N=2140 берется из задания.

Максимальное давление газов при вспышке P_zN =9, 18снимаетсясо скругленной индикаторной диаграммы.

Расчет стенки цилиндра

Толщина стенки цилиндра (гильзы)d_ц выбирается из условий достаточной жесткости и обеспечения достаточного количества ремонтных расточек.

Стенка цилиндра двигателя водяного охлаждения проверяется на разрыв по образующей от внутреннего давления газов при вспышке P_zM на режиме максимального крутящего момента, м:

где D=0, 1088 - диаметр цилиндра, м;

[s]=90 - допускаемое нормальное напряжение на разрыв, МПа:

для стали составляет от 80 МПа до 100 МПа,

P_zM =9, 18 - давление газов в цилиндре при вспышке на режиме максимального крутящего момента (из теплового расчета), МПа.

Расчет силовых шпилек (болтов) крепления головки

Силовые шпильки (болты) крепления головки проверяются на усталостную прочность от газовых сил и усилия предварительной затяжки.

За расчетный режим следует принять режим максимального крутящего момента.

Диаметр шпилек (болтов) ориентировочно может быть определен на основании статистических данных:

d =(0.12 - 0.14)D = 0, 13*0, 1088=0, 014м,

где D=0, 1088м - диаметр цилиндра.

Полученное значение d следует скорректировать до ближайшего значения по ГОСТ.

Обозначение	Наружный диаметр, мм	Внутренний диаметр, мм	Площадь сечения по внутреннему диаметру, мм²
М16´ 1, 5		14, 376	155, 0

Газовая сила, действующая на шпильку (болт), МН, определяется следующим образом:

где P_zM=9, 18 - максимальное давление газов при вспышке в цилиндре на режиме максимального крутящего момента, МПа;

i_шп=4 - число шпилек (болтов), окружающих один цилиндр.

F_пр=0, 011м- площадь проекции камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра, ограниченную завальцованным краем прокладки, м. При верхнеклапанном газораспределительном механизме

F_пр =(1, 1 - 1, 3)F_п=1, 2*0, 0092=0, 011м²,

где F_п=0, 0092м² - площадь днища поршня;

Усилие предварительной затяжки шпильки (болта), МН,

где m = 3 - коэффициент затяжки шпильки (болта);

χ =0, 2- коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Максимальная сила, растягивающая шпильку (болт), МН,

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в шпильке (болте), МПа,

где f=0, 00016м² - площадь минимального сечения стержня шпильки (болта), м².

Среднее значение и амплитуда напряжений цикла, МПа,

, .

После этого определяется, в какой области диаграммы усталостной прочности лежит данный цикл.

Если

0, 066< 0, 64,

запас прочности подсчитывается по пределу текучести:

В этих формулах

a_s=0, 18 - коэффициент приведения данного цикла к равно опасному симметричному;

s_-1=320…480 - предел усталости материала при симметричном цикле, МПа;

s_т=650…950 - предел текучести материала, МПа.

Расчет поршня

1. Днище поршня (рис.1) проверяется на поперечный изгиб как круглая плита, свободно опирающаяся на кольцо и нагруженная равномерно распределенной нагрузкой максимального давления газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента P_zM.

Максимальное напряжение изгиба в диаметральном сечении днища поршня равно:

где P_zM=9, 18- максимальное давление газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента, МПа;

D_i=0, 0822 - внутренний диаметр головки поршня в зоне первого поршневого кольца, м;

d =0, 0087 - толщина днища поршня без ребер, м;

[s_и] =20…25 - допустимое нормальное напряжение изгиба для алюминиевых сплавов, МПа.

При наличии ребер жесткости на днище поршня допускаемые напряжения могут быть увеличены в 3 - 4 раза.

2. Сечение " X - X" (рис. 1) головки поршня на уровне нижнего маслосъемного кольца, ослабленное отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Напряжения сжатия возникают от максимальной силы давления газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента P_zM:

гдеF_x_-_x=0, 0024 - площадь сечения " X - X" поршня, м²;

F_п=0, 0092 - площадь поршня, м²;

[s_c_ж] = 30…40 - допустимое нормальное напряжение сжатия для алюминиевых сплавов, МПа.

Рис.1. К расчету поршневой группы

Напряжения разрыва , МПа, в сечении " X - X" возникают на режиме максимальной угловой скорости вращения коленчатого вала на холостом ходе w_хх от силы инерции P_j_гп, МН, возвратно-поступательно движущейся массы головки поршня с поршневыми кольцами, расположенной выше сечения " X - X"

где ,

где m_гп- конструктивная масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения " X - X", кг/м²: , где m_пг - конструктивная масса поршневой группы, принятая в динамическом расчете, кг/м²;

w_хх =(1, 05…1, 08) w_eN=1, 06*2835=3005- для дизелей, где w_eN - угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности, рад/с;

R=0, 005- радиус кривошипа, м;

l = R/L=0, 27 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, принятое в динамическом расчете;

[σ _р] = 4 … 10 - допустимое напряжение растяжения для алюминиевых сплавов, МПа.

3. Юбка поршня проверяется на износостойкость (давление) от максимальной боковой силы P_бок на режиме максимального крутящего момента:

где - расчетное давление на юбку поршня, МПа;

- максимальная нормальная боковая сила, действующая на стенку цилиндра, МН; МН;

=0, 7*0, 1088=0, 08 - высота юбки поршня, м;

= 0, 33 … 0, 98 - допускаемое давление на юбку поршня, МПа.

Расчет поршневого пальца

Максимальное напряжение в пальцах двигателей внутреннего сгорания имеет место на режиме максимального крутящего момента.

Газовая сила, передающаяся через палец от поршня на верхнюю головку шатуна, МН,

где =9, 18МПа - давление газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента, МПа;

=0, 0092м²- площадь поршня, м².

Сила инерции поршневой группы, передающаяся на верхнюю головку шатуна, МН,

где =300 - конструктивная масса поршневой группы, принятая в динамическом расчете, кг/ м²;

=1890 - угловая скорость вращения коленчатого вала на режиме максимального момента, рад/с;

R=0, 005 - радиус кривошипа, м;

l = R/L=0, 27 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, принятое в динамическом расчете.

Расчетные силы, действующие на палец во втулке верхней головки шатуна P_вги в бобышках поршня P_бп(рис. 1),

P_вг =P_г +P_j_пг=0, 084-0, 064=0, 02МН,

P_бп =P_г +К_пP_j_пг=0, 084-0, 7*0, 064=0, 039МН,

где К_п =0, 7- коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

Расчет поршневого пальца на прочность

Нормальные напряжения поперечного изгиба в опасном сечении в середине поршневого пальца, МПа,

Касательные напряжения от среза пальца в опасных сечениях, расположенных между бобышками и верхней головкой шатуна, МПа:

Максимальная овализация (наибольшее увеличение горизонтального диаметра) подсчитывается для средней, наиболее нагруженной части пальца, мм:

В этих формулах

=0, 6- отношение внутреннего диаметра пальцаd_i к наружному d_п; для дизелей a_п=(0, 6...0, 7);

Е - модуль упругости первого рода для материала пальца (для легированных сталей Е = 2, 2× 10⁵МПа);

l_п=0, 0095 - длина поршневого пальца, м;

b=0, 043- расстояние между торцами бобышек поршня, м;

l_вг=0, 03- длина опорной поверхности поршневого пальца во втулке верхней головки шатуна, м;

[s_и] = (100...250) - допускаемое нормальное напряжение изгиба, МПа;

[t_ср] = (60...250) - допускаемое касательное напряжение среза, МПа;

[Dd] = (0, 005...0, 02) - максимальная допускаемая овализация поршневого пальца, мм.

Расчет давлений на поверхности пальца

Давление пальца на втулку верхней головки шатуна

где [ ]= (20...60) - допускаемое давление пальца в верхней головке шатуна, МПа.

Давление пальца на бобышки поршня

где [ ] = (15...30) - допускаемое давление пальца в бобышках поршня, МПа.

Расчет поршневого кольца

Поршневое кольцо проверяется на поперечный изгиб как защемленная консоль, нагруженная распределенной нагрузкой по заданной эпюре от действия собственных сил упругости при установке кольца в цилиндр.

Среднее радиальное давление кольца на стенку цилиндра, МПа, должно обеспечивать достаточную герметичность камеры сгорания при минимально возможных потерях на трение и незначительных износах самих колец и цилиндров:

МПа,