Двигатель внутреннего сгорания

 

Двигателем внутреннего сгорания (сокращенное наименование – ДВС) называется тепловая машина, преобразующая химическую энергию топлива в механическую работу.

Преобразование химической энергии в тепловую и тепловой в энергию движения поршня (механическую) происходит практически одновременно, непосредственно в цилиндре двигателя. В результате сгорания рабочей смеси в цилиндрах двигателя образуются газообразные продукты с высоким давлением и температурой. Под влиянием давления поршень совершает поступательное движение, которое с помощью шатуна и кривошипа преобразуется во вращение коленчатого вала. Четырехтактными называют двигатели, у которых один рабочий цикл совершается за четыре хода (такта) поршня, соответствующих двум оборотам коленчатого вала.

На такте впуск впускная и топливная системы обеспечивают образование топливно-воздушной смеси. В зависимости от конструкции смесь образуется во впускном коллекторе (центральный и распределенный впрыск бензиновых двигателей) или непосредственно в камере сгорания (непосредственный впрыск бензиновых двигателей, впрыск дизельных двигателей). При открытии впускных клапанов газораспределительного механизма воздух или топливно-воздушная смесь за счет разряжения, возникающего при движении поршня вниз, подается в камеру сгорания.

На такте сжатия впускные клапаны закрываются, и топливно-воздушная смесь сжимается в цилиндрах двигателя.

Такт рабочий ход сопровождается воспламенением топливно-воздушной смеси (принудительное или самовоспламенение). В результате возгорания образуется большое количество газов, которые давят на поршень и заставляют его двигаться вниз. Движение поршня через кривошипно-шатунный механизм преобразуется во вращательное движение коленчатого вала, которое затем используется для движения автомобиля.

При такте выпуск открываются выпускные клапаны газораспределительного механизма, и отработавшие газы удаляются из цилиндров в выпускную систему, где производится их очистка, охлаждение и снижение шума. Далее газы поступают в атмосферу.

В дизельном, в отличие от карбюраторного двигателя, при движении поршня от верхней мертвой точки к нижней мертвой точке засасывается через впускной клапан атмосферный воздух, на такте сжатия повышается давление и температура, при впрыске через форсунку топливо самовоспламеняется и сгорает, газы расширяясь давят на поршень, совершая рабочий ход, при движении поршня из нижней мертвой точки к верхней мертвой точке через открытый выпускной клапан отработанные газы выталкиваются в атмосферу. При дальнейшем движении поршня вниз начинается новый рабочий цикл, такты которого повторяются в перечисленной ранее последовательности. Рабочий цикл четырехтактного двигателя изображается диаграммами в виде замкнутой и развернутой.

 

 

 

Рисунок 2 – Рабочий цикл четырехтактного двигателя внутреннего сгорания

а – принципиальная схема двигателя: 1 – нижний картер (поддон); 2 – коленчатый вал; 3 – шатун; 4 – верхний картер; 5 – блок цилиндров; 6 – нагнетатель (наддувочный агрегат); 7 – поршень; 8 – впускной клапан; 9 – форсунка; 10 – выпускной клапан; 11 – головка блока цилиндров; 12 – топливный насос-высокого давления; 13 – подмоторная рама; б – индикаторная диаграмма Р–V; в – диаграмма фаз газораспределения: – угол опережения открытия впускного клапана; – угол запаздывания закрытия впускного клапана; – угол опережения открытия выпускного клапана; – угол запаздывания закрытия выпускного клапана; – угол опережения впрыска топлива; – угол перекрытия клапанов; г – схема работы четырехтактного дизеля

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

1. Выражение для определения перемещения «S» поршня в зависимости от угла поворота кривошипа «a» запишется в виде

Величина – определяет путь, который прошел бы поршень, если шатун был бы бесконечно длинным, а величина – есть поправка на влияние конечной длины шатуна.

Используя формулу Бинома Ньютона, выражение для вычисления «S» упрощается

Расчеты вносим в таблицу 2 и строим график зависимости S = f (a)

Пример расчета S

S(30) = 40 ∙ (1 − 0,87 + 0,03125) = 6.45 мм;

 

 

Рисунок 3 − График зависимости S = f (a)

 

1. Скорость поршня изменяется во время «t», т.е.

;

где, − угловая частота вращения.

;

;

,

=

×

=

w

Пример расчета V

v(30) = 157 ∙ 40(0,5 + 0,10875) = 3822.95 мм/с;

 

Рисунок 4 − График зависимости

 

Ускорение поршня изменяется во времени t, т.е.

;

; ;

ω ∙ R = 985960

a(30) = 985960 ∙ (0.87+0,125) = 981030 мм/с²;

 

Расчеты вносим в таблицы 2 и строим график зависимости а = f (a)

 

 

Рисунок 5 − График зависимости а = f (a)

 

 

Таблица 2 – Результаты расчетов.

a, град. ПКВ	Sina	Sin2a	(l/2) Sin2a	Sin2a	(l/2) Sin2a	Cosa	Cos2a	l ∙Cos2a	S, мм	n мм/с	а мм/с2
								0.25
	0,5	0,25	0.03125	0,87	0.10875	0,87	0,5	0.125	6.45	3822.95
	0,87	0,77	0.09625	0,87	0.10875	0,5	-0,5	-0.125	23.8	6146.55
			0.125				-1	-0.25			-246490
	0,87	0,77	0.09625	-0,87	-0.10875	-0,5	-0,5	-0.125	63.8
	0,5	0,25	0.03125	-0,87	-0.10875	-0,87	0,5	0.125	76.5		-734540
						-1		0.25			-739470
	-0,5	0,25	0.03125	0,87	0.10875	-0,87	0,5	0.125	76.5	-2457.05	-734540
	-0,87	0,77	0.09625	0,87	0.10875	-0,5	-0,5	-0.125	63.8	-4780.65	-616225
	-1		0.125				-1	-0.25		-6280	-246490
	-0,87	0,77	0.09625	-0,87	-0.10875	0,5	-0,5	-0.125	23.8	-6146.55
	-0,5	0,25	0.03125	-0,87	-0.10875	0,87	0,5	0.125	6.45	-3822.95
								0.25

 

Таблица 3 – результаты расчетов

Градусы	Рд (мн)	Рш (мн)	РН (мн)	РР (мн)	РТ (мн)
	-78.4	-78.4	-8.1	-78.4
	-61.6	-62	-0.7	-49.6	-37.5
	-28	-2.85	4.4	-0.9	-27.4
	16.8	17.3	11.9	-4.4	16.8
	50.4		8.9	35.1	37.8
	61.6			-57.6	24.1
	8.4	8.4	-10.2	-8.4
	78.4	-79	-14.8	7.3	-30.5
	67.2	-69	-11.8	47.6	-50.4
	44.8	-46		11.9	-44.8
			-0.8
	5.6	-6		-0.1	-3.4
	61.6	-61.6	-43	-1.8
	330.4	-333	-48.1	-49.2	-201.5
	218.4	-222	-46.6	-333	-214.1
	179.2	-185	-3.1	-178.4	-179.2
	16.8	-17	-22.5	-57.3	-12.6
	173.6	-175		-4.4	-67.7
	179.2	179.2		120.7
	162.4		22.1	-179.2	63.3
	100.8		1.4	-152.5	75.6
	5.6		-1.4	7.07	5.6
	-5.6	-6	-9.4	-1.56	-5.4
	-72.8	-74	9.4	-1.8	-44.4
	-61.6	61.6		-59.2

 

 

ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИХМА

К основным силам, действующим в кривошипно-шатунном механизме, относят: силы давления газов на поршень, силы инерции масс движущихся частей и полезное сопротивление на колесах заднего моста автомобиля. Силами трения в кривошипно-шатунном механизме пренебрегаем из-за их небольшой величины.

Силы инерции зависят от масс движущихся деталей и числа оборотов двигателя. График зависимости сил инерции от угла поворота кривошипа коленчатого вала представлен на развернутой индикаторной диаграмме (рис. 6).

Мгновенная сила от давления газов, действующая на поршень:

мН,

где Д – диаметр цилиндра, м;

F – площадь поршня, м²;

Р_г – давление газов, МПа;

Движущее усилие равно сумме силы от давления газов на поршень Р и сил инерции движущихся частей Р_и.

;

;

Пример вычисления Р_д

;

 

Рисунок 6 − Развернутая индикаторная диаграмма

 

 

Рисунок 7 − Схема действия сил давления газов в кривошипно-шатунном механизме ДВС

 

Сила давления газов на поршень Р (см. рис. 7) разлагается на силу, направленную по оси шатуна Р_ш, и силу, перпендикулярную оси цилиндра Р_н.

;

;

;

;

 

Сила Р_ш стремится сжать или растянуть шатун, а сила Р_н прижимает поршень к стенке цилиндра и направлена в сторону, противоположную вращению двигателя.

Сила Р_ш может быть перенесена по линии её действия в центр шейки кривошипа и разложена на тангенциальную силу Р_т касательную к окружности, и радиальную силу Р_р, действующую по радиусу кривошипа

;

;

Силы Р_т и Р’_т образуют на коленчатом валу пару сил с плечом R, момент которой приводит во вращение коленчатый вал и называется крутящим моментом двигателя.

;

где, ;

;

R – радиус кривошипа в м.

На подшипники коленчатого вала действует сила Р_ш, которая может быть разложена на силу P = P и Р_н = Р_н.

Значение расчетных величин Р_д, Р_ш, Р_н, Р_р, Р_т и М_дв заносим в табл. 2 и строим зависимости от a.

 

 

 

8. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

Трансмиссия автомобиля (рис. 1) включает в себя фрикционную муфту сцепления − 3, коробку перемены передач − 4, главную передачу заднего моста − 5, дифференциал − 6 и полуоси − 7.

Коробка перемены передач состоит из двух пар шестерен: первая пара с числом зубьев Z₁ и Z₂, вторая пара с числом зубьев Z₃ и Z₄. Шестерня Z₂ – подвижная по промежуточному валу и может выходить из зацепления с Z₁. Прямая передача может включаться с помощью кулачковой муфты при разъединении шестерен Z₁ и Z₂. Передаточное отношение коробки перемены передач вычисляется по выражению:

i_p = i₁ ∙ i₂;

Передаточное отношение первой зубчатой пары:

i₁ = Z₂ / Z₁; ;

а второй:

i₂ = Z₄ / Z₃; ;

т.е. i_p = (Z₂ / Z₁) ∙ (Z₄ / Z₃);

;

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

i_к = Z₆ / Z₅; ;

Общее передаточное отношение:

i_общ = i_р ∙ i_к = 16 ∙ 2 = 32;

Частота вращения выходного вала коробки передач:

П_вых = П_g / i_p;

;

а ведомого вала:

П_ведом = П_вых / i_к;

.

 

 

9. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

9.1 Поршень

Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Р_г по наименьшему сечению, расположенному выше поршневого пальца, на удельное давление тронка, на прочность днища, а поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление (рис. 12).

Рисунок 12 − Расчетная схема поршня и поршневого пальца

 

 

 

Напряжение сжатия определяется из выражения:

s_сж = Р / F_min = 60790 / 1634,16 = 31,2 = £ [s_сж] Н/см²;

где F_min – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), см² т.к.

Р = Р_г^max ∙ (π ∙ Д² / 4) = 10 ∙ (π ∙ 88² / 4) = 60790 Н;

,

то диаметр поршня:

= 88 мм,

P = 0,061мПа,

где, Р_г – давление газов в цилиндре.

Допустимое напряжение для поршней из алюминиевых сплавов:

[s_сж] = 50,0 … 70,0 Н/мм², [s_сж] = 65 Н/мм² ;

и для стальных:

[s_сж] = 100 Н/мм².

Расчет тронка поршня на удельное давление и определение длины направляющей части производится по формуле:

L_p = P_{н. max} / Д∙к,

где, P_{н. max} = (0,07…0,11) P_г,

[к] = 2…7 кг/см² = 6 кг/см²,

Днище поршня рассчитывается на изгиб. При плоском днище условие прочности (максимально-допустимое напряжение изгиба) имеет вид

s_и = Д ∙ P_{г. max} / 4d² £ [s_и],

где d – толщина днища поршня, мм.

Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня

[s_и] = 70 н/мм², а для стальных – [s_и] = 100 н/мм².

При проектировании пользуются эмпирическими зависимостями, установленными практикой.

Толщина днища алюминиевых поршней d = (0,1 … 0,12) Д

и стальных (0,06 … 0,1) Д.

Толщина стенки поршня за кольцами принимается равной (0,05 … 0,07) Д.

Общая длина поршня L = (1,2 … 1,8) S,

где S – ход поршня:

S = 2R = 2 ∙ 55 = 110 мм.

Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца:

С = (0,7 … 1,2) Д.

Поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление.

Р_max = P_{г. max} /(d_п ∙ l_п,)н/мм²,

где d_п – наружный диаметр поршневого пальца, мм, d_п / Д = 0,4.

d_п = 3,52 см.

l_п – длина гнезд пальца, мм, l_п = 2 d_п = 7,04 см.

Р_max = 10\3,52∙7,04 = 40,3 Н/мм².

Допускаемые удельные давления составляют:

[р] = 20 … 40, н/мм².

 

 

9.2 Поршневой палец.

Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания на изгиб и на срез.

Р_{г. max} = Р₄ = 10 МПа

Палец рассматривается как балка с равномерно распределенной нагрузкой и концами, лежащими на опорах.

Изгибающий момент относительно опасного сечения I –I:

М_и = P_г.max/2 (L/2 − а/4), н ∙ см, L = Д – d_п = 8,8 − 3,52 = 5,28 см,

где L – расстояние между опорами, см, а – длина подшипников верхней опоры шатуна, см, а = d_п

а = 3,52 см.

Напряжение изгиба

s_и = М_и / W_и , н/см²; £ [s_и],

где W_и – момент сопротивления изгибу

W_и = 0,1 ∙ ((d⁴_п – d⁴_в) / d _п), см³ = 4 см³,

s_и = 267476/4089 = 654 Н/см²,

где d_в – внутренний диаметр поршневого пальца, см;

d_в = 0,5∙ d_п = 1.76 см,

[s_и] = 1200 н/см² для углеродистой стали.

Срезывающие напряжения пальца:

s_ср = P_{г. max} / 2F = 60790/2∙729 = 417кг/ см² < [s_ср].

F – поперечное сечение пальца, см²:

F = (π/4) ∙ (d²_п – d²_в) = 3,14/4∙(3,52∙3,52-1,76∙1,76) = 729,

[s_ср] = 500 … 600 н/см².

 

10. ВЫВОД

В ходе выполнения работы были произведены расчеты зависимостей пути, скорости и ускорения движения поршня от угла поворота коленчатого вала, рассчитаны и построены графики зависимостей усилий Pш, Pн, Pр, Pт и крутящего момента Мкр на валу двигателя от угла поворота коленчатого вала, произведен силовой расчет трансмиссии автомобиля и сделан прочностной расчет узлов и деталей двигателя. Так прочностной расчет узлов и деталей двигателя показал, что все показатели находятся в рамках допустимых значений, то есть использование двигателя в нормальных условиях будет достаточно долговечным