Дипломная работа: Аналітичне дослідження кривошипно-шатунного механізма автомобільних двигунів
Дипломная работа: Аналітичне дослідження кривошипно-шатунного механізма автомобільних двигунів
Аналітичне
дослідження кривошипно-шатунного механізма автомобільних двигунів
Дипломна робота
Вступ
Двигуни внутрішнього згорання належать до найбільш
поширеного типу теплових двигунів. На їх долю припадає понад 80% всієї
виробленої в світі енергії. Завдяки компактності, високій економічності,
надійності і довговічності вони використовуються у всіх галузях народного
господарства і є практично єдиним джерелом енергії на транспортних, будівельних
і дорожних машинах.
Головним
напрямком розвитку сучасного автотракторного двигунобудування є підвищення
питомих енергетичних і економічних показників, збільшення моторесурсу двигунів
при одночасному зниженні питомої металоємкості, забезпечення роботи на
недорогих видах палива, покращення економічних характеристик – зниження
токсичності і димності відпрацьованих газів, зменшення питомих затрат на
виготовлення, обслуговування і ремонт.
Одним з шляхів
вирішення цих завдань є удосконалення конструкції механізмів двигуна. Аналіз
конструкції кривошипно-шатунних механізмів показує, що на багатьох двигунах
використовують механізми, в яких вісь циліндра не перетинає вісь колінчастого
вала, або у яких вісь поршневого пальця зміщена відносно осі циліндра. Такі
механізми називають дезаксіальними. За даною схемою побудовані механізми
двигунів ВАЗ усіх моделей, МеМЗ-968, ЗМЗ-51, ЗІЛ-130, М-20, СМД-60 та інших.
Перевага дезаксіального механізма полягає у більш рівномірному зношуванню
циліндрів за рахунок часткового перерозподілу сил, що діють на правий і лівий
боки циліндра, а також меншу швидкість поршня в районі верхньої мертвої точки,
що покращує процес горіння. Крім цього вирішується і ряд проблем компоновки
двигуна.
Проте в
літературі не наведено результатів кінематичних і динамічних досліджень
дезаксіального механізма, які б ілюстрували його переваги.
В даній дипломній
роботі поставлено завдання аналітичного дослідження аксіального і
дезаксіального кривошипно-шатунного механізмів з метою виявлення якісного і
кількісного впливу дезаксіалу на їх кінематичні і динамічні характеристики.
Реалізація
даного завдання вимагала проведення кінематичного і динамічного дослідження
обох типів механізмів, побудови індикаторної діаграми робочого циклу двигуна,
відповідних обчислень.
При проведенні
досліджень та обчислень було прийнято ряд припущень, спрощень і наближень:
кутова швидкість w колінчастого вала постійна; маси тіл зосереджені в центрах ваги цих
тіл; нехтування силою тертя; ідеалізація робочих процесів в циліндрі двигуна.
Тому отримані результати в більшій мірі якісно ніж кількісно характеризують
досліджувані процеси.
1.
Термодинамічний і
дійсний цикли поршневих двигунів внутрішнього згорання (ДВЗ)
1.1 Термодинамічний і теоретичний цикли поршневого
ДВЗ
Процеси перетворення теплоти в роботу можуть
здійснюватися в різних теплових двигунах, одним з яких є поршневий ДВЗ.
Термодинамічний (ідеальний) цикл – зворотній
круговий процес, в якому теплота перетворюється в роботу з мінімальними
втратами.
Аналіз термодинамічних циклів поршневих ДВЗ
проводиться з припущенням, що: 1) на протязі всього циклу ні хімічний склад, ні
кількість робочого тіла (газу) не змінюється; 2) процеси стиску і розширення
здійснюються адіабатично; 3) теплоємність робочого тіла не залежить від
температури. Процеси горіння і газообміну, що протікають під час роботи
реального поршневого двигуна, при розгляді термодинамічних циклів заміняються
процесами підведення і відводу теплоти. Умови аналізу термодинамічних циклів
такі, що отримані розрахункові значення їх показників являють собою деяку
найвищу межу, до якої можуть лише наближатися показники дійсних циклів в залежності
від ступеня їх досконалості.
Ступінь досконалості теплових двигунів може бути
оцінена шляхом співставлення їх дійсного робочого процесу з відповідним
термодинамічним циклом.
Загальноприйнятими теоретичними циклами поршневих
ДВЗ є цикли Отто-Бо де Роша, Дизеля, Сабате-Трінклера. Ці цикли
характеризуються наступними особливостями: 1) стиск починається у н.м.т.; 2)
стиск і розширення здійснюються адіабатично з узагальненим постійним
показником; 3) підведення і відведення теплоти проходить при V=const і P=const.
Еталонний термодинамічний цикл повинен мати
найбільший к.к.д. Параметри стану робочого тіла у визначаючій точці цього циклу
(в точці кінця стиску) повинні бути близькі до параметрів стану робочого тіла в
тій же ж точці дійсного робочого процесу ДВЗ.
В дійсних процесах поршневих двигунів внутрішнього
згорання стиск починається не у н.м.т., а пізніше, через запізнення закриття
впускного клапана. Як правило, стиск здійснюється політропічно. Через це
параметри стану робочого тіла у визначаючій точці в термодинамічних циклах
нічого спільного не мають (при умові рівності ступенів стиску) з параметрами
стану робочого тіла в тій же ж точці дійсних робочих процесів. Таким чином
термодинамічні цикли Отто-Бо де Роша, Дизеля, Сабате-Трінклера не є еталонними
і не можуть бути використані для оцінки ступеня досконалості робочого процесу
ДВЗ.
У 1948 році Н.І.Білоконь запропонував узагальнений
теоретичний цикл (рис. 1), який позбавлений вказаних недоліків. В цьому циклі
стиск починається не у н.м.т., а пізніше, як у дійсних процесах поршневих ДВЗ.
Стиск в цьому циклі здійснюється політропічно з відведенням теплоти. Параметри
стану робочого тіла у визначаючій точці циклу Н.І.Білоконя близькі до
параметрів стану робочого тіла в цій же ж точці дійсного робочого процесу ДВЗ.
Крім цього цикл Н.І.Білоконя в умовах найвигіднішого політропічного стиску має
найбільший к.к.д. з всіх відомих термодинамічних циклів.
Рис.1 Узагальнений теоретичний цикл ДВЗ
На основі цього узагальнений теоретичний цикл може
бути використаний для оцінки ступеня досконалості дійсних робочих процесів ДВЗ
і покладений в основу теплових розрахунків.
Елементи узагальненого теоретичного циклу: а-с –
найвигідніший політропічний стиск з відведенням теплоти, при якому к.к.д. циклу
має найбільше значення; c-f-z – послідовний підвід теплоти при V=const і
p=const; z-r – адіабатичне розширення; r-s-a - послідовний відвід теплоти при
V=const і p=const
1.2 Дійсний цикл поршневих двигунів внутрішнього
згорання
Дійсним циклом
поршневого двигуна внутрішнього згорання називають комплекс процесів, що
періодично повторюються і здійснюються з метою перетворення термохімічної
енергії палива в механічну роботу.
Зміну тиску газів
в циліндрі працюючого двигуна визначають з допомогою спеціального приладу –
індикатора тиску, а отриману при цьому діаграму в координатах тиск – об’єм (p –
V) або тиск – кут повороту колінчастого вала (р – j) називають індикаторною
діаграмою.
Індикаторна
діаграма дійсного циклу чотиритактного бензинового двигуна наведена на рис.2.
Цей цикл здійснюється за два оберти колінчастого вала або чотири такти (ходи
поршня), під час яких в циліндрі відбуваються наступні процеси.
Процес впуску
паливної суміші починається в точці а¢, що відповідає початку відкриття
впускного клапана, коли поршень ще не дійшов до в.м.т. Закінчується впуск в
точці а¢¢, коли впускний клапан повністю закрився, а поршень пройшов
н. м. т. Середній тиск газів в циліндрі на протязі впуску діє по напрямку руху
поршня до н.м.т.; по значенню він менший за атмосферний р0, який
перешкоджає руху поршня.
Процес стиску
заряду проходить після закінчення впуску (точка а¢¢) і супроводжується
підвищенням температури і тиску заряду. При наближенні поршня до в.м.т. паливна
суміш запалюється електричною іскрою (точка d).
Процес горіння
починається в точці d. В цей момент поршень на більшості режимів роботи двигуна
ще не доходить до в.м.т. Момент закінчення цього процесу може знаходитись
достатньо далеко після в.м.т. Прийнято вважати, що цей процес закінчується в
точці z1. На протязі процесу горіння температура і тиск в циліндрі
досягають найбільших значень.
Процес розширення
триває від точки z до точки b¢. При розширенні палива теплова
енергія, що виділилась в результаті згорання палива, перетворюється в
механічну.
Процес випуску
починається в точці b¢, що відповідає початку відкриття випускного клапана.
Закінчується процес в точці b¢¢, після того, як поршень пройде
в.м.т. і випускний клапан закриється.
Процеси, під час
яких проходить заміна робочого тіла – впуск і випуск називаються процесами
газообміну.
Поділ дійсного
циклу на процеси дещо умовний, так як між закінченням попереднього і початком
наступного процесів немає чіткої межі.
Рис. 2
Індикаторна діаграма дійсного циклу
1.2.1 Процеси газообміну
Від кількості і
складу свіжого заряду в значній мірі залежить отримана в циклі робота, а
відповідно, потужність двигуна. Кількість пальної суміші, що поступає в
циліндри на протязі процесу впуску залежить від того, наскільки добре циліндри
очищаються від відпрацьованих газів під час випуску в попередньому циклі. Таким
чином впуск і випуск тісно взаємозв’язані.
Випуск відпрацьованих
газів починається в кінці розширення з випередженням 40 – 700 до
приходу поршня в н.м.т.
В цей момент тиск
в циліндрі р » 0,4...0,6 МПа. Перший період процесу випуску називається періодом
вільного випуску і закінчується біля н.м.т., коли випускний клапан є відкритим
менше ніж на половину від свого максимального підйому.
Під час другого
періоду, тобто при русі поршня від н.м.т. до в.м.т., випуск відбувається під
дією поршня.
У випускній і
впускній системах двигуна виникають коливальні процеси. Природа коливальних
процесів в системах випуску і впуску має багато спільного. Досвід показує, що
для кращого газообміну впускний клапан потрібно почати відкривати приблизно за
10 – 300 до приходу поршня в в.м.т., а випускний клапан закривати 100
– 500 після в.м.т. Період, коли одночасно відкриті обидва клапани,
називають перекриттям клапанів. Під час перекриття клапанів в залежності від
співвідношення значень тиску в циліндрі p, у впускному pВ і
випускному pP трубках гази можуть рухатися в різних напрямках. В
оптимальному випадку при pB<pP<p через впускний
клапан в циліндр поступає свіжий заряд, а через випускний виходять
відпрацьовані гази.
Через деякий час
після відкриття впускного клапана тиск в циліндрі і перед клапаном вирівнюються
і з цього моменту починається впуск.
Тиск в циліндрі в
кінці газообміну
pа = pВ
– Dpа,
де pВ
– тиск у впускному трубопроводі, Dpа – опір впускної системи.
Опір впускної
системи визначається за залежністю
Dpа = k1×w2 = k2×n2,
де k1
i k2 – коефіцієнти пропорціональності, w – швидкість пальної суміші
у впускній системі (w = 40 – 80 м/с), n – частота
обертання колінчастого вала.
Наближено опір
впускної системи може бути визначений за емпіричною формулою
Dpа = (0,05 – 0,1)
pВ.
Для дизелів
приймаються нижчі значення коефіцієнта у даній залежності, для бензинових
двигунів – вищі.
Орієнтовні
значення основних параметрів газообміну, визначених експериментально, наведені
в таблиці 1.
Таблиця 1
Параметр
|
Бензиновий двигун |
Дизелі |
без наддуву |
з наддувом |
Тиск кінця випуску pr,
МПа
|
0,102–0,120 |
0,102–0,125 |
(0,75–0,95)pк*
|
Температура кінця випуску Тr,
С
|
630 – 730 |
330 – 630 |
330 – 630 |
Тиск кінця випуску pа,
МПа
|
0,08 – 0,09 |
0,08 – 0,09 |
(0,9–0,96)pк
|
Температура кінця випуску Та,
С
|
47 – 107 |
37 – 77 |
47 – 127 |
* pк –
тиск наддуву
1.2.2
Процес стиску
При
термодинамічному розрахунку процесу стиску вважають, що він протікає на протязі
всього ходу поршня від н.м.т. до в.м.т. В теорії поршневих двигунів
внутрішнього згорання прийнято вважати, що стиск проходить політропічно з
постійним середнім показником n1 по рівнянню = const. Тоді тиск
заряду в кінці стиску
pc = pa
,
де e – ступінь стиску.
Температура
заряду в кінці стиску
Tc = Ta
Орієнтовні
значення параметрів кінця стиску і показника n1 подані в таблиці 2.
Таблиця 2
Параметр |
Бензиновий двигун |
Дизелі |
без наддуву |
з наддувом* |
Ступінь стиску e |
6 – 11 |
15 – 23 |
12 – 15 |
Середній показник політропи стиску
n1
|
1,34 – 1,38 |
1,34 – 1,38 |
1,34 – 1,38 |
Тиск в кінці стиску pс,
МПа
|
0,9 – 1,3 |
2,9 – 6,0 |
до 8,0 |
Температура в кінці стиску Тс,
С
|
330 – 480 |
430 – 630 |
до 730 |
* тиск наддуву pк
£ 0,2 МПа
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21
|