Построение скоростной характеристики

 

При построении внешних скоростных характеристик вновь
про­ектируемых двигателей иногда используют результаты теплового расчета, проведенного для нескольких режимов работы двигателя
с   полной   нагрузкой.

Однако этот метод расчета скоростных харак­теристик приме-
няют только при наличии полных экспериментальных данных по целому ряду параметров работы двигателя на частичных скоростных режимах.

С достаточной степенью точности внешнюю скоростную ха­рактеристику можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для одного режима работы двигателя – режима максимальной мощности, с использованием эмпирических зависимо­стей.

Построение кривых скоростной характеристики проводится в ин­тервалах:

а) для бензиновых двигателей – от n_min = 600…1 000 мин^–1
до n_max = (1,05…1,20)·n _N;

б) для дизелей – от n_min = 300…800 мин^–1 до n _н, где n_н – частота вращения коленчатого вала при номиналь­ной мощности.

Максимальная частота вращения коленчатого вала определяется условия-ми качественного протекания рабочего процесса, термическим напряже-нием деталей, допустимой величиной инерционных усилий и т. д.; мини-мальная – условиями устой­чивой работы двигателя при полной нагрузке.

Скоростная характеристика двигателя строится в правой части второго листа. Она должна вписываться в размер формата А3 (рис. 3, 4).

Для расчета и построения кривых эффективной мощности и эффектив-ного удельного расхода топлива используются эмпирические формулы:

для дизелей

,

;

для карбюраторных двигателей

,

,

где N _н – номинальная мощность; n _н – номинальная частота вращения дизеля; g_{e. н} – эффективный удельный расход топлива при N _н;
N_max – максимальная мощность; n _н – максимальная частота вращения карбюраторного двигателя; g_{e. N} – эффективный удельный расход
топлива при N_max; n_Х – расчетные (текущие) частоты двигателя;
а, b, с, a₁, b₁, c₁  – опытные коэффициенты (табл. 4).

Рис. 3. Скоростная характеристика дизельного двигателя	Рис. 4. Скоростная характеристика карбюраторного двигателя

Таблица 4. Значения опытных коэффициентов

Тип двигателя	а	b	c	a1	b1	c1
Дизели с неразделенной ка­мерой сгорания	0,87	1,13	1,0	1,55	l,55	1,0
с вихревой камерой	0,7	1,3	1,0	1,35	1,35	1,0
с предкамерой	0,6	1,4	1,0	1,2	1,2	1,0
Карбюраторные двигате­ли	1,0	1,0	l,0	1,2	1,0	0,8

 

Крутящий  момент  (Н·м)

часовой  расход  топлива  (кг/ч)

причем N_{е. х}  измеряется в кВт,  n_х – в мин^–1, g_{е. х} – в г/кВт·ч.

Расчеты выполняются для 8…12 скоростных режимов двигателя
от  n_min = 600…800 мин^-1  до  n_н (n _N)  через  200…300 мин^–1.

Для построения регуляторных ветвей характеристики дизеля следует задаться степенью неравномерности вращения двигателя (δ = 0,05…0,1) или принять ее по прототипу и определить максимальную частоту вращения:

Расход топлива на максимальной частоте вращения принима-
ется:

G _{т. х. х} = (0,17…0,2)·G _{т. н}.

В записке дается пример расчета для какого-либо одного скоростного режима. Результаты расчетов помещают в табл. 5.

 

Таблица 5. Результаты расчета скоростной характеристики

Параметры	Частота вращения (мин–1)
	nх1 = nmin	nх2	nх3	…	nн (n N)	nmax
N e . x, кВт
М е. х, Н·м
g е. х, г/кВт·ч
G T . X, кг/ч

По данным расчетов строятся кривые скоростной характе-
ристики. Отмечаются точки М _{e. max}, g_{e. min} и соответствующие им
числа оборотов. Для дизеля должны быть построены регуляторные
ветви   скоростной   характеристики.

Коэффициент  приспособляемости  двигателя:

для карбюраторных двигателей k = 1,1…1,4; для дизелей k = 1,05…1,22.

Необходимо отметить, что приведенные выше эмпирические формулы и относительные внешние скоростные характеристики в ряде случаев дают результаты, существенно отличающиеся от действительных значений N_e и g_e, полученных путем испытания двигателей на тормозных установках. Поэтому формулами и соотношениями допустимо пользо-ваться только в учебных целях.

При построении скоростных характеристик используют масштаб,
при котором 10 мм соответствует следующим величинам:

частота вращения при nmax,  об/мин:
< 1 600 ………………………………………	100
1 600…3 200 ……………………………….	200
> 3 200 ………………………………………	250
часовой расход топлива при Gт max, кг/ч:
< 10 ………………………………………...	0,5
10…20 …………………………………….	1
> 20 …………………………………………	2
эффективная мощность при Ne max, кВт:
< 100 ………………………………………..	5
> 100 ………………………………………..	10
крутящий момент Me, Н·м ……………………………	50
удельный расход топлива ge, г/кВт·ч ……………….	50

 

3. Кинематический расчет
кривошипно-шатунного механизма

 

Общие сведения

В двигателях внутреннего сгорания возвратно-поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала посредством кривошипно-шатунного механизма.

Кривошипно-шатунный механизм может быть центральным, когда оси коленчатого вала и цилиндров лежат в одной плоскости (рис. 5а),
или смещенным (дезаксиальным), когда оси коленчатого вала и цилиндров лежат в разных плоскостях (рис. 5б). Дезаксиальный механизм может быть получен также за счет смещения оси поршневого пальца.

В настоящее время в автомобильных и тракторных двигателях наибольшее распространение получил центральный кривошипно-шатунный механизм. Основные обозначения такого механизма приведены на рис. 5а: S _х – текущее перемещение поршня (точка А – ось поршневого пальца); φ – угол поворота кривошипа (ОВ), отсчитываемый по оси цилиндра (А'О) в направлении вращения коленчатого вала по часовой стрелке (точка О обозначает ось коленчатого вала; точка В – ось шатунной шейки; точка А' – в.м.т.); β – угол отклонения оси шатуна (АВ) от оси цилиндра; ω – угловая скорость вращения коленчатого вала; R = OB – радиус кривошипа; S = 2R = A'A" – ход поршня (точка А" обозначает н.м.т.); L_ш = AB – длина шатуна; λ = R/L _ш – отношение радиуса криво-
шипа к длине шатуна (постоянная кривошипно-шатунного механизма);
R + L_ш = A'О – расстояние от оси коленчатого вала до в.м.т.    

В смещенном кривошипно-шатунном механизме (рис. 5б), в отличие от принятых обозначений для центрального механизма угол φ поворота кривошипа отсчитывают от прямой СО, параллельной оси цилиндра A'D
и проходящей через ось коленчатого вала, a S = A ' A " ≠ 2R. Дезаксиаль-
ный механизм характеризуется величиной относительного смещения
k = a/R = 0,05…0,15, где a = OD – величина смещения оси цилиндра относительно оси ко­ленчатого вала.

Величины инерционных усилий, действующих в двигателе, зави­сят
от указанных выше размеров и их соотношений.

Установлено, что с уменьшением λ = R/ L _ш (за счет увеличения L) происходит снижение инерционных и нормальных сил, но при этом увеличивается высота двигателя и его масса. В связи с этим в авто-мобильных и тракторных двигателях принимают  λ = 0,22…0,33.

Для двигателей с малым диаметром отношение R/ L выбирают
с таким расчетом, чтобы избежать задевания шатуна за нижнюю
кромку  цилиндра.

Минимальную длину шатуна и максимально допустимое значение λ без задевания шатуна за кромку цилиндра определяют следующим образом (рис. 6): на вертикальной оси цилиндра наносят центр коленчатого вала О, из которого проводят окружность вращения центра шатунной шейки радиусом R = S/2. Далее, пользуясь конструктивными размерами эле-ментов коленчатого вала, из точки В (центр кривошипа, находящегося
в н.м.т.) проводят окружность шатунной шейки радиусом r _{ш. ш},
из центра О – вторую окружность вращения крайней точки щеки
или противовеса радиусом r₁:

для двигателей без противовесов  r₁ = R + (1,15…1,25)·r _{ш .ш}.

                    с противовесами  r₁ = R + (l,3…l,5)·r _{ш. ш}.

 

                     а                                   б

Рис. 5. Схема кривошипно-шатунных механизмов: а  –  центрального; б – смещенного (дезаксиального)	Рис. 6. Схема кривошипно-шатунного механизма для определения минимальной длины шатуна

Отступив на 6…8 мм вниз от точки С, проводят линию А – А перпендикулярно к оси цилиндра, определяющую минимально до­пустимое приближение нижней кромки поршня к оси коленчатого вала.

Пользуясь конструктивными соотношениями размеров поршня,
от линии А – А вверх наносят контур поршня, в том числе и центр поршневого пальца (точка А"). Расстояние между точками А" и В – минимальная длина шатуна L _{ш. min}, по которой определяют λ_max = L / L _{ш. min}.

Чтобы шатун не задевал стенки, проверяют его траек­торию
при движении поршня от в.м.т. до н.м.т. Для этого вырезают из кальки контур шатуна и перемещают его по чертежу так, чтобы центр поршневой головки шатуна перемещался по оси цилиндра, а центр кривошипной головки – по окружности радиуса R. При этом шатун не должен задевать нижнюю кромку цилиндра, которая может находиться на 10…15 мм выше нижней кромки поршня при его нахождении в н.м.т. (линия Е – Е).
В противном случае длину шатуна увеличивают или делают прорези
в стенках цилиндра для прохода шатуна.

На эту же схему наносят траекторию движения крайних точек кривошипной головки шатуна для определения габаритных размеров картера двигателя и размещения распределительного ва­ла. Значение λ, принятое предварительно при построении индика­торной диаграммы, сохраняют при условии λ ≤ λ_max.

Расчет кинематики кривошипно-шатунного механизма сводится
к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом при-нимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоро-
стью ω (в действительности за счет непрерывно изменяющихся газовых нагрузок на поршень и деформации коленчатого вала ω ≠ const). Это допущение позволяет рассматривать все кинемати­ческие величины
в виде функциональной зависимости от угла пово­рота коленчатого вала φ, который при  ω = const  пропорционален времени.

---

Дата добавления: 2020-04-25; просмотров: 548; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!