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 p_В і випускному p_P трубках гази можуть рухатися в різних напрямках. В оптимальному випадку при p_B <p_P <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

p_а = p_В – Dp_а ,

де p_В – тиск у впускному трубопроводі, Dp_а – опір впускної системи.

Опір впускної системи визначається за залежністю

Dp_а = 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

Dp_а = (0,05 – 0,1) p_В .

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

* p_к – 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

p_c = p_a ,

де e – ступінь стиску.

Температура заряду в кінці стиску

T_c = T_a

Орієнтовні значення параметрів кінця стиску і показника n₁ подані в таблиці 2.

Таблиця 2

* тиск наддуву p_к £ 0,2 МПа

1.2.3 Процес горіння

Горіння є складним фізико-хімічним процесом. На більшу частину показників двигуна впливають, однак, не фізико-хімічні особливості процесу горіння, а закономірності тепловиділення і викликаних ним зміни тиску і температури в циліндрі. Ними визначаються енергетичні і економічні показники циклу, статичні і динамічні навантаження на деталі, що оцінюються максимальним тиском циклу і швидкістю наростання тиску при горінні, теплова напруженість деталей.

Задовільні показники роботи двигуна забезпечуються при тепловиділенні, що починається за 5 – 15⁰ до в.м.т. і завершується через 45 – 50⁰ .

Максимальний тиск робочого процесу бензинового двигуна визначається по формулі

p_z = lp_c ,

де l – ступінь підвищення тиску в процесі горіння.

Дійсне значення максимального тиску для карбюраторних двигунів рівне

p_zд » 0,85 p_z .

Параметри стану робочого тіла в кінці видимого горіння наведенні в таблиці 3.

Таблиця 3

* верхні значення для двигунів з наддувом.

1.2.4 Процес розширення

В процесі розширення здійснюється основна частина позитивної роботи циклу. Як і для процесу стиску, дійсний процес з змінним показником політропи може бути замінений умовним з середнім показником, який вибирають так, щоб тиски на початку і в кінці процесу були такими ж, як і в дійсному процесі. Параметри стану робочого тіла в кінці розширення наведені в таблиці 4.

Таблиця 4

2. Кінематика кривошипно-шатунного механізма

При роботі поршневого двигуна в його кривошипно-шатунному механізмі виникають сили, які визначають умови роботи окремих деталей, а також самого двигуна в цілому.

Величина і характер зміни цих зусиль можуть бути визначені за допомогою рівнянь кінематики і динаміки кривошипно-шатунного механізма. Ці рівняння дозволяють також визначити точне положення для будь-якого кута повороту колінчастого вала, що дуже важливо для розрахунку процесів сучасних автомобільних і тракторних двигунів.

При розгляді кінематики КШМ вважають, що кутова швидкість обертання колінчастого вала w постійна і, відповідно, кут його повороту пропорційний часу t.

В деяких автомобільних і тракторних двигунах застосовують кривошипно-шатунний механізм, у якого вісь циліндра не перетинає вісь колінчастого вала, а зміщена відносно неї на деяку відстань. Такий механізм називають дезаксіальним. Дезаксіал також може бути отриманий зміщенням осі поршневого пальця.

До переваг дезаксіального КШМ слід віднести:

зменшення різниці в тиску поршня на праву і ліву сторони циліндра, що забезпечує більш рівномірне зношування двигуна;

менша швидкість поршня біля В.М.Т., завдяки чому покращується процес згорання робочої суміші;

при нижньому розміщені газорозподільного вала є можливість зменшити відстань між осями колінчастого і газорозподільного валів, а разом з тим діаметри розподільних шестерень і габарити картера привода.

2.1 Кінематика центрального кривошипно-шатунного механізма

Схема центрального КШМ подана на рис.3. Залежність між кутом повороту колінчастого вала і відповідним йому часом є такою

, (1)

де j – кут повороту колінчастого вала, град; t – час, що відповідає цьому куту, сек; n – число обертів колінчастого вала, об/хв.

За вихідне приймаємо таке положення КШМ, при якому поршень знаходиться у верхній мертвій точці (в.м.т.). Вводимо такі позначення: r – радіус кривошипа; l – довжина шатуна; S=2r – хід поршня; s – шлях поршня (переміщення від в.м.т.), що відповідає повороту колінчастого вала на кут j; b – кут відхилення осі шатуна від осі циліндра.

2.1.1 Шлях поршня

Визначимо залежність шляху поршня від відповідного кута повороту колінчастого вала. З рис.2 шлях поршня S рівний

S = OA – OA¹

або

S = (r + l) – (r×cosj + l×cosb) = r×(1 - cosj) + l×(1 - cosb) =

= r×[(1 - cosj) + ×(1 - cosb)].

Рис.3 Схема центрального КШМ

Ввівши позначення , отримаємо

S=r×[(1-cosj) + ×(1-cosb)]. (2)

З рис.2 слідує, що BC = r×sinj = l×sinb. Звідси sinb = ×sinj = l×sinj.

Так як то, розкладаючи праву частину цього виразу в ряд за біномом Ньютона, отримаємо

cosb=1 - ×l² ×sin² j - ×l⁴ ×sin⁴ j - ×l⁶ ×sin⁶ j

В цій формулі значення членів, які включають величину l в степені вище першої, швидко зменшуються. Це дозволяє з достатньою для практики точністю обмежитися першими двома членами розкладу, тобто

cosb = 1 – 0,5×l² ×sin² j. (3)

Тоді вираз для шляху поршня

S = r×(1 - cosj) + ×[1 - (1 - 0,5×l² ×sin² j)] = r×(1 - cosj) + 0,5×l×r×sin² j.

Так як , то S » r×(1 - cosj) + ×(1 – cos2j).

Після ряду перетворень отримаємо:

S= r{(1 + ) – [cosj + cos2j]}. (4)

2.1.2 Швидкість поршня

Наближену формулу для визначення швидкості поршня отримаємо, диференціюючи вираз (4) по часу:

Так як = w – кутова швидкість колінчастого вала, то

V = r×w×(sinj + 0,5×l×sin2j). (5)

2.1.3 Прискорення поршня

Формулу для визначення прискорення поршня отримаємо диферент ціюванням виразу (5) по часу

j = = r×w×cosj× + l×r×w×cos2j×.

Звідси

j = r×w² ×(cosj + l×cos2j). (6)

2.2 Кінематика дезаксіального кривошипно-шатунного механізма

Схема дезаксіального КШМ подана на рис.4. За вихідне приймаємо таке положення КШМ, при якому кривошип займає вертикальне положення, а поршень знаходиться практично у в.м.т. Вводимо нові позначення: e – дезаксіал; k = – відносний дезаксіал. Інші позначення залишаємо такими ж, як і для центрального КШМ, тільки добавивши індекс “д” у позначеннях шляху, швидкості і прискорення.

2.2.1 Шлях поршня

З рис.4 шлях поршня S_д рівний

S_д = O₁ A – O₁ A¢,

O₁ A¢ = O₁ C + CA¢ =

r×cosj + = r×cosj + r×.

Тоді

S_д = r× - r× - r×cosj. (7)

Рис.4 Схема дезаксіального КШМ

2.2.2 Швидкість поршня

Формулу для визначення швидкості поршня отримаємо, диференцію-ючи вираз (7) по часу

V_д = + r×sinj)×w =

= r×w×(+ sinj). (8)

2.2.3 Прискорення поршня

Формулу для обчислення прискорення поршня отримаємо диференцію-ванням виразу (8) по часу

j_д = = = r×w² *

(9)

3. Динаміка кривошипно-шатунного механізма

3.1 Сили, що діють в КШМ

Сили, що діють в елементах КШМ двигуна, визначаються в результаті сумісної дії сил тиску газів P_r на поршень і сил інерції рухомих мас P_j . Закон зміни діючих сил в кожному циліндрі багатоциліндрового двигуна теоре-тично однаковий, тому аналіз сумарної дії сил можна провести на схемі сил, що діють в КШМ одноциліндрового двигуна (рис.5).

Сумарна сила P, що діє на поршень, рівна

P = P_r + P_j (10)

Ця сила змінна по величині і напрямку і в залежності від кута повороту колінчастого вала може бути направлена до осі вала, або від неї. Сила Р, що діє по осі циліндра, розкладається на дві складові: силу N, перпендикулярну до осі циліндра і силу S, направлену по осі шатуна. Бокова сила N притискає поршень до лівої або правої частини стінки циліндра і викликає його зношу-вання. Сила S розтягує або стискає шатун і передається на шатунну шийку кривошипа

N = P×tgb ; (11)

S = P× (12)

Якщо перенести силу S по напрямку її дії в центр шатунної шийки S¢, то її можна розкласти на дві складові: тангенціальну силу Т, напрямлену перпендикулярно до радіуса кривошипа, і силу К – по його радіусу.

Т = Р× (13)

К = Р× (14)

Сила Т створює обертовий момент

М_кр = Т×r = P×r×

Одночасно опори двигуна сприймають перекидаючий момент

М_пр = – N×h, h = r×.

Перекидаючий момент рівний крутному з оберненим знаком

М_пр = – М_кр

Рис.5 Схема сил, що діють в КШМ одноциліндрового двигуна

3.2 Сили інерції КШМ

Сили інерції мас, що здійснюють зворотно-поступальний рух, обчислюються за формулою

P_j = – m×j (15)

де m – маса чистин, які здійснюють зворотно-поступальний рух.

Масу m вважають зосередженою в центрі пальця поршня. Маса частин, які здійснюють зворотно-поступальний рух, рівна

m = m_п + m₁ ,

де m_п – маса комплектного поршня, включаючи маси власне поршня, поршневих кілець, поршневого пальця, m₁ – частина маси шатуна, приведена до осі поршневого пальця.

При динамічному дослідженні двигуна застосовують наближений спосіб визначення сил інерції шатуна, замінюючи на основі законів механіки рух фактичної маси шатуна m_ш рухом двох або кількох умовних мас.

Для отримання системи, яка динамічно заміняє дійсну, необхідно дотриматись таких умов:

сума всіх заміняючи мас повинна бути рівна масі шатуна;

загальний центр ваги всіх заміняючи мас повинен співпадати з центром ваги шатуна і рухатись за законом руху цього центра ваги;

сума моментів інерції всіх заміняючи мас відносно осі, що проходить через центр ваги шатуна, повинна бути рівна моменту інерції шатуна, відносно цієї ж осі;

кутове прискорення заміняючої системи в обертовому русі по відношенню до центра ваги повинно бути рівне кутовому прискоренню шатуна в цьому ж русі.

Замінимо масу шатуна двома масами m₁ і m₂ (рис.6). Умови приве-дення, необхідні для отримання системи, еквівалентної в динамічному відношенні системі шатуна, будуть мати вигляд

m_ш = m₁ + m₂ ;

m₁ ×l¢ = m₂ ×(l - l¢); (17)

m₁ ×l¢² + m₂ ×(l - l¢)² = J_ш .

З умов (17) визначимо:

m₁ = m_ш ×, m₂ = m_ш × (18)

Для визначення мас m_ш , m₁ , m₂ необхідно знати вагу шатуна, а також положення його центру ваги. Для готового шатуна ці величини визначаються способом зважування. Перше зважуванням визначають повну вагу шатуна

G_ш = G₁ + G₂ ,

а потім зважуванням шатуна на двох опорах (рис.7), - різницю DG

DG = G₁ – G₂ .

Сумісний розв’язок цих рівнянь дозволяє визначити G₁ і G₂ :

G₁ = 0,5×(G_ш - DG), G₂ = G_ш – G₁ . (19)

Відстань центру ваги шатуна від осі пальця поршня

(20)

Рис.6 Схема заміни маси шатуна двома масами

У якості першого наближення при розрахунках можна прийняти:

m₁ =(0,2…0,3)m_ш , m₂ =(0,7…0,8)m_ш , l¢=(0,7…0,8)l.

Рис.7 Визначення центру ваги шатуна методом зважування

3.3 Сили тиску газів

Сили тиску газів в циліндрі двигуна в залежності від ходу поршня визначають по індикаторній діаграмі, побудованій за даними теплового розрахунку, чи отриманої експериментально. Сила тиску газів на поршень діє по осі циліндра і рівна

Р_г = (р_г – р₀ )×F_n (21)

де р_г – тиск газів в циліндрі двигуна, визначений для відповідного положення поршня по індикаторній діаграмі, р₀ – тиск в картері, що приймається рівним тиску навколишнього середовища, F_n – площа поршня.

Для динамічного розрахунку двигуна, а також для розрахунку на міцність його деталей необхідно мати залежність p_г = ¦(j), для чого індикаторну діаграму перебудовують з координат p – V (рис.8а) в координати р - j (рис.8б)

Зв’язок між кутом пороту колінчастого вала j і переміщенням поршня S зручніше виразити графічно, з врахуванням поправки на кінцеву довжину шатуна

DS = = 0,5×r×l

Проекція кінця променя на вісь абсцис, проведеного з точки О₁ під кутом j до цієї осі, дає положення поршня, відповідне цьому куту. Тиск газів, що відповідає даному куту j і положенню поршня, відкладається на діаграмі (рис.8б)

Рис.8 Схема переведення індикаторної діаграми з координат p – V в координати p - j

4. Дослідження кривошипно-шатунного механізма двигуна ВАЗ-2106

4.1. Вихідні дані для дослідження

У даній роботі проведено кінематичне і динамічне дослідження кривошипно-шатунного механізма двигуна ВАЗ-2106. Даний механізм дезаксіальний. Геометричні і масові параметри деталей КШМ даного двигуна наведені в таблиці 4.

Для оцінки впливу величини дезаксіалу на сили, що діють в КШМ, розрахунки проводились для значень е=-4...+4 мм, в тому числі і для центрального механізма (е=0).

Таблиця 4

4.2. Кінематичний розрахунок кривошипно-шатунного механізма

Кінематичний розрахунок центрального кривошипно-шатунного механізма проводився за формулами (2), (5), (6). Кінематичний розрахунок дезаксіального механізма – за формулами (7) – (9).

Розрахунок проводився на ПК за програмами, наведеними в додатку 1. Результати розрахунків представлені в таблицях 1 – 9 додатку 2.

Як показують результати розрахунків, у двигунах з дезаксіальним КШМ (при позитивному дезаксіалі) спостерігається зменшення швидкості поршня при його перебуванні в районі в.м.т. на такті розширення (0...30^о повороту колінчастого вала). При значенні е=0.002 мм швидкість поршня зменшується на 2-7%, при значенні е=0.004 мм – на 4-11% у порівнянні з аксіальним КШМ (таблиця 5).

Таблиця 5

4.3. Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізма

Сила інерції мас, що здійснюють зворотно-поступальний рух, обчислю-валась за формулою (15)

P_j = – m×j.

Маса частин, які здійснюють зворотно-поступальний рух, рівна

m = m_п + m₁ ,

де m_п – маса комплектного поршня, включаючи маси власне поршня, поршневих кілець, поршневого пальця, m₁ – частина маси шатуна, приведена до осі поршневого пальця. Маси поршня і шатуна визначалися зважуванням. Частина маси шатуна, приведена до осі поршневого пальця, приймалась рівною (згідно рекомендацій) m₁ = 0.25m_ш .

Прискорення мас, які здійснюють зворотно-поступальний рух, розраховано в розділі 4.3.

Сила тиску газів на поршень визначалась за формулою (21)

Р_г = (р_г – р₀ )×F_n .

Значення тиску газів в циліндрі визначалось за індикаторною діаграмою. Так як в літературі не наводиться індикаторна діаграма робочого циклу двигуна ВАЗ-2106, проводилась побудова наближеної діаграми для даного двигуна. За основу взято наведену в [6] індикаторну діаграму робочого циклу чотиритактного бензинового двигуна і трансформовано її в індикаторну діаграму досліджуваного двигуна з врахуванням значень тиску у базових точках. Такими є наступні точки: точка а – тиск в кінці такту впуску, точка с – тиск в кінці такту стиску, точка z – максимальний тиск в циліндрі в кінці процесу горіння, точка b – тиск на початку процесу випуску. З врахуванням даних, наведених в таблицях 1-4, а також параметрів двигуна, тиск в базових точках рівний:

p_а = p_в – Dp_а = p_в – 0.1p_в = 0.9p_в = 0.9*0.108 = 0.093 МПа;

p_c = p_a = 0.093 * 8.5^1.34 = 1.64 МПа;

p_z = 0.85lp_c = 0.85 * 3.9 * 1.64 = 5.4 МПа;

p_b =0.35 МПа.

Побудована за такими даними діаграма наведена на рис.9.

Значення сили тиску газів через 10^о повороту колінчастого вала наведено в таблицях додатку 4 і позначено як P₁ . Сила інерції мас, що рухаються зворотно-поступально, позначена в цих таблицях як Р₂ .

Сила N, яка притискає поршень до стінки циліндра, обчислювалась за формулою (11)

N = P×tgb.

Значення кута b для аксіального кривошипно-шатунного механізма виходячи з розрахункової схеми, наведеної на рис.2, розраховувалось як

.

Значення кута b для дезаксіального кривошипно-шатунного механізма виходячи з розрахункової схеми, наведеної на рис.3, розраховувалось як

.

Результати розрахунку сили N представлені в таблиці 5.

За отриманими результатами побудовано графічні залежності сили N від кута повороту колінчастого вала двигуна при різних значеннях дезаксіалу (рис.10). Як видно з рисунка, максимальне значення бокової сили N при русі поршня з в.м.т. до н.м.т. при такті розширення зменшується на 10% при е=0.002 мм і на 19% при е=0.004 мм в порівнянні з аксіальним механізмом. При русі поршня з н.м.т. до в.м.т. при такті стиску ця сила зростає відповідно на 9% і 17%. Нерівномірність навантаження k стінок циліндра визначалась як частка від ділення максимальної бокової сили при такті розширення до максимального її значення при такті стиску. Для аксіального механізма нерівномірність навантаження становить k=3,85, для дезаксіального при значенні е=0.002 мм k=3,13, при значенні е=0.004 - k=2,63.

Таблиця 5

Висновки

1. Отримано розрахункові залежності для визначення переміщення, швидкості і прискорення поршня для дезаксіального кривошипно-щатунного механізма автомобільного двигуна.

2. Кінематичний аналіз КШМ показав, що в дезаксіальному механізмі швидкість поршня в районі в.м.т. на такті розширення на 2-11% нижча у порівнянні з центральним механізмом.

3. Динамічний аналіз КШМ показав, що:

а) в дезаксіальному механізмі бокова сила N на такті розширення на 5-19% нижча у порівнянні з центральним механізмом;

б) нерівномірність навантаження стінок циліндра зменшується з k=3,85 у центральному механізмі до k=2,63 у дезаксіальному при значенні е=0,004 мм.

4. Отримані результати у дещо спрощеному варіанті можна використати для формулювання завдання на учбово-дослідну роботу під час лабораторного практикуму з курсу “Автомобілі і трактори”.

Література

1. Автомобильные и транспортные двигатели. Ч.І. Теория двигателей и системы их топливоподачи. – М.: Высш. школа, 1976. – 368с.

2. Автомобильные и транспортные двигатели. Ч.ІІ. Конструкция и расчет двигателей. Под ред. И. М. Ленина – М.: Высш. школа, 1976. – 280с.

3. Богданов С. К., Буренков М. М., Иванов И. Е. Автомобильные двигатели. – М.: Машиностроение, 1987. – 368с.

4. Вешкельский С.А., Лукьянченко Б.С. Техническая эксплуатация ДВС. –Л.: Машиностроение, 1986.

5. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и ком-бинированных двигателей. Под. Ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова. –М.: Машиностроение, 1980. –288 с.

6. Двигатели внутреннего сгорания /Хатян А. С., Морозов К. А., Луканин В. К. и др. – М.: Высш. школа, 1985. – 311 с.

7. Поршаков Б.П., Романов Б.А. Основы термодинамики и теплотехники. –М.:, Недра, 1982.

8. Райков И.Я., Рытвинский Г.Н. Конструкция автомобильных и тракторних двигателей. – М.: Высш. Школа, 1986. –352 с.

9. Романов Б. А. Двигатели внутреннего сгорания. – М.: Недра, 1989 – 172с.

ДОДАТКИ

Додаток 1

Програма розрахунку кінематичних характеристик аксіального КШМ

pi=3.14159265359

kp=pi/180: коефіцієнт переводу градусів у радіани

r=0.04

l=0.25

n=3000

w=pi*n/30

open "ZAD_1.TXT" for output as #1

print #1, " Fi"," S"," V"," j"

for fiGrad=0 to 360 step 10

fi=kp*fiGrad

S=r*((1+0.25*l)-(cos(fi)+0.25*l*cos(2*fi)))

V=r*w*(sin(fi)+0.5*l*sin(2*fi))

j=r*w^2*(cos(fi)+l*cos(2*fi))

print #1, fiGrad,

print #1, using "-#.######";S,:print #1, ,

print #1, using "-##.###";V,:print #1, ,

print #1, using "-####.###";j

next

end

Програма розрахунку кінематичних характеристик дезаксіального КШМ

pi=3.14159265359

kp=pi/180: коефіцієнт переводу градусів у радіани

r=0.04

l=0.25

n=3000

w=pi*n/30

open "ZAD_2.TXT" for output as #1

e=0.001

gosub 100

e=0.002

gosub 100

e=0.003

gosub 100

e=0.004

gosub 100

end

100 k=25*e

print #1, "e="; using "#.###";e

print #1,

print #1, " Fi"," S"," V"," j"

for fiGrad=0 to 360 step 10

fi=kp*fiGrad

A=l^(-2)-(sin(fi)-k)^2

S=r*(((1+1/l)^2-k^2)^0.5-A^0.5-cos(fi))

V=r*w*((sin(fi)-k)*cos(fi)/A^0.5+sin(fi))

j=r*w^2*((((cos(fi))^2-sin(fi)*(sin(fi)-k))*A+((cos(fi))^2)*(sin(fi)-k)^2)*A^(-1.5)+cos(fi))

print #1, fiGrad,

print #1, using "-#.######";S,:print #1, ,

print #1, using "-##.###";V,:print #1, ,

print #1, using "-####.###";j

next

print #1,

return_

Додаток 2

Аксіальний КШМ (е = 0)

Дезаксіальний КШМ (е = 0,001 м)

Дезаксіальний КШМ (е = 0,002 м)

Дезаксіальний КШМ (е = 0,003 м)

Дезаксіальний КШМ (е = 0,004 м)

Дезаксіальний КШМ (е = – 0,001 м)

Дезаксіальний КШМ (е = – 0,002 м)

Дезаксіальний КШМ (е = – 0,003 м)

Дезаксіальний КШМ (е = – 0,004 м)

Додаток 3

Програма розрахунку динамічних характеристик аксіального КШМ

pi=3.14159265359

kp=pi/180: коефіцієнт переводу градусів в радіани

r=0.04

l=0.25

n=3000

data 8328,26455,17881,13472,10288,8083,6614,5389,4654,3919,3307,2694, 2205,1837,1592,1225,1102,857,735,-490,-441,-367,-294,-245,0,122,245,490, 857,1225,1715,2205,2939,3429,4287,5389,8328

w=pi*n/30

open "ZAD_1.TXT" for output as #1

print #1, " Fi"," j"," p1"," p2"," N"

for fiGrad=0 to 360 step 10

fi=kp*fiGrad

S=r*((1+0.25*l)-(cos(fi)+0.25*l*cos(2*fi)))

V=r*w*(sin(fi)+0.5*l*sin(2*fi))

j=r*w^2*(cos(fi)+l*cos(2*fi))

p2=-0.663*j

read p1

z=(r*sin(fi))/l

t=z/sqr(1-z^2)

p=p1+p2

N=p*t

print #1, fiGrad,

print #1, using "-#####.##";j,:print #1, ,

print #1, using "-######.#";p1,:print #1, ,

print #1, using "-#####.##";p2,:print #1, ,

print #1, using "-#####.##";N

next

end_

Програма розрахунку динамічних характеристик дезаксіального КШМ

pi=3.14159265359

kp=pi/180: коефіцієнт переводу градусів в радіани

r=0.04 : l=0.25

n=3000

data 8328,26445,17881,13472,10288,8083,6614,5389,4654,3919,3307,2694,2205,

1837,1592,1225,1102,857,735,-490,-441,-367,-294,-245,0,122,245,490,857,1225, 1715,2205,2939,3429,4287,5389,8328

w=pi*n/30

open "ZAD_2.TXT" for output as #1

e=0.001

gosub 100

e=0.002

gosub 100

e=0.003

gosub 100

e=0.004

gosub 100

end

100 k=25*e

print #1, "e="; using "#.###";e

print #1,

print #1, " j"," p1"," p2"," N"

restore

for fiGrad=0 to 360 step 10

fi=kp*fiGrad

read p1

A=l^(-2)-(sin(fi)-k)^2

S=r*(((1+1/l)^2-k^2)^0.5-A^0.5-cos(fi))

V=r*w*((sin(fi)-k)*cos(fi)/A^0.5+sin(fi))

j=r*w^2*((((cos(fi))^2-sin(fi)*(sin(fi)-k))*A+((cos(fi))^2)*(sin(fi)-k)^2)*A^(-1.5)+cos(fi))

p2=-0.663*j

z=(r*sin(fi)-e)/l

t=z/sqr(1-z^2)

p=p1+p2

N=p*t

print #1, fiGrad,

print #1, using "-####.##";j,:print #1, ,

print #1, using "-#####.##";p1,:print #1, ,

print #1, using "-####.##";p2,:print #1, ,

print #1, using "-####.##";N

next

print #1,

return_

Додаток 4

Аксіальний КШМ (е=0)

Дезаксіальний КШМ (e=0.001 м)

Дезаксіальний КШМ (e=0.002 м)

Дезаксіальний КШМ (e=0.003 м)

Дезаксіальний КШМ (e=0.004 м)

Дезаксіальний КШМ (e=-0.001 м)

Дезаксіальний КШМ (e=-0.002 м)

Дезаксіальний КШМ (e=-0.003 м)