2.5 Выводы по разделу

В результате выполнения расчёта рабочего цикла двигателя , выбираем оптимальные (Разве решалась задача оптимизации?) характеристики проектируемого двигателя исходя из современных тенденций .

Выбор степени сжатия зависит от типа и класса двигателя, его быстроходности, способа смесеобразования, наличия или отсутствия наддува, уровня форсировки рабочего цикла, конструкции, сорта используемого топлива, условий эксплуатации и других факторов. (Сведения из учебников!) Современную тенденцию роста в дизелях можно объяснить следующими двумя основными причинами :

1) При увеличении растет термический КПД цикла двигателя и, соответственно, растут индикаторный и эффективный КПД двигателя.

2) С целью снижения выброса NO_х окислов азота (наиболее токсичного компонента отработавших газов) часто за счет поздней подачи топлива относительно ВМТ поршня переносят сгорание топлива на линию расширения заряда цилиндра. При этом, чтобы в какой-то мере компенсировать снижение эффективности рабочего цикла из-за снижения уровня температуры в процессе подвода теплоты, увеличивают , что, как известно, способствует повышению термического КПД. (Эти рассуждения правильны, но они не вполне уместны здесь, в выводах. Ведь это можно было написать, не выполняя проект, а переписывая учебник. Практически то же самое можно было изложить удачнее: выполненные расчёты показали (подтвердили известные положения…), что с увеличением степени сжатия …)

В результате проделанного расчёта назначаем значение степени сжатия, ориентируясь на современные тенденции, равной =14 , что отличается от значения двигателя-прототипа ,где =13,1 . (не хватало запятых)

Экономичность двигателя улучшилась на 0,005 . (Лучше сказать об удельном эффективном расходе топлива, который, разумеется, характеризует уровень экономичности. Хорошо бы дополнительно указать изменение в %)

Выполнено улучшение (Так не говорят) экологических показателей (смотри выше 2)) (Ссылки в выводах не желательны), что так же соответствует современной тенденции .

Изменение максимального давления относительно двигателя прототипа на 1 МПа , влечёт за собой конструктивные изменения (Неопределённо! Какие именно?).

Достигнуты задачи : (так не говорят!)

Увеличить давления наддува с 0,29 до 0,31 МПа ;

Повысить степени сжатия до 14 (Было выше!);

Уменьшить степень повышения давления до 1,3 ;

Повысить коэффициент использования теплоты в точке “z” до 0,94 ;

Снижение удельного эффективного расхода топлива (??? Было выше).

(Советую обсудить мои замечания при встрече)

3 Силовой анализ кривошипно-шатунного механизма двигателя

3.1 Цель силового анализа двигателя

Цель силового анализа кривошипно-шатунного механизма (КШМ) состоит в определении сил, действующих в элементах механизма, для последующего расчета их прочности, оценки удельных нагрузок на подшипники и степени неравномерности вращения коленчатого вала.

3.2 Методика расчета

Методика расчета подробно изложена в конспекте лекций по дисциплине и в учебнике [1]. Методика реализована в компьютерной программе КРУИС [2].

Исходным материалом расчета являются параметры индикаторной диаграммы (ИД), постоянная КШМ, фазы газораспределения и некоторые общие характеристики двигателя (коэффициент тактности ; число цилиндров в двигателе; число цилиндров, работающих на одну шейку коленчатого вала, порядок работы цилиндров, и др.).

В результате расчета динамики программа выдает четыре таблицы, из которых в данном проекте используются только таблицы 1 и 3. В них для каждого углового положения КШМ (в ºп.к.в.) с шагом, заданным в исходных данных, указаны силы, отнесенные к площади поршня (поэтому размерность «сил» – МПа) и действующие на элементы КШМ, включая коленчатый вал.

Первая таблица «Усилия в деталях КШМ» содержит следующие столбцы:

0 – текущее положение КШМ, ºп.к.в.;

1 – давление газов на поршень , МПа;

2 – избыточное давление газов на поршень (для Ч-ДВС: ), МПа;

3 – движущая сила , МПа;

4 – нормальная сила (или ), МПа;

5 – сила, действующая по оси шатуна , МПа;

6 – «вертикальная» сила, действующая на поршневой палец, МПа;

7 – полное давление в поршневом (головном) подшипнике, МПа;

8 – радиальная составляющая на шатунной шейке, МПа;

9 – тангенциальная составляющая на шатунной шейке, , МПа;

10 – полное давление в шатунном подшипнике, МПа;

11 – текущее положение КШМ (дублирование столбца «0»), ºп.к.в.

В третьей таблице «Усилия в коренных шейках коленчатого вала» для каждого расчетного углового положения кривошипа первого цилиндра указаны значения «набегающей» тангенциальной силы, скручивающей коренные шейки коленчатого вала, принадлежащие различным цилиндрам многоцилиндрового двигателя. Номер столбца таблицы означает номер цилиндра, которому соответствует коренная шейка коленчатого вала. Таким образом, в крайнем правом столбце результатов вычислений даны значения суммарной тангенциальной силы , МПа, скручивающей последнюю коренную шейку (действующей на выходном фланце двигателя и определяющей его крутящий момент).

С использованием диаграммы и эмпирической зависимости для момента инерции КШМ может быть рассчитана степень неравномерности вращения коленчатого вала.