2553

Характер изменения Gt, ge , V , и других в зависимости от на-

грузки представляется нагрузочными характеристиками. С увеличением нагрузки, вследствие большего подогрева свежего заряда, коэффициент наполнения понижается (рис. 64).

Работа двигателя по нагрузочной характеристике сопровождается изменением в широких пределах, так как изменение нагрузки осуществляется изменением количества подаваемого топлива. Максимальное обеднение имеет место на холостом ходу, наибольшее обогащение будет при максимальной мощности и ограничивается дымным выхлопом.

Полное сгорание, а следовательно, наилучшая экономичность, имеет место при α=2,5 – 3,0. Наибольшая мощность достигается при α=1,2 – 1,3. Максимальное значение КПД соответствует наибольшему экономическому режиму.

10.14. Регуляторная характеристика дизельного двигателя

Определяет показатели работы двигателя с регулятором, с принятыми для условий эксплуатации регулировками на всем диапазоне нагрузок, от холостого хода до максимальной мощности. В зависимости от назначения характеристика может быть представлена как скоростная, то есть в функции от частоты вращения коленчатого вала, как нагрузочная в функции от нагрузки и как тяговая в функции от крутящего момента (рис. 65).

Рис. 65. Регуляторные характеристики дизельного двигателя

140

Скоростная регуляторная характеристика представляет собой зависимость мощности, часового и удельного расхода топлива, крутящего момента от частоты вращения коленчатого вала (рис. 66). При n nN вступает в работу регулятор, который ограничивает подачу топлива. Однако обороты несколько возрастают: nmax 1,1 1,15 nN .

При максимальном скоростном режиме Ne=0, Mкр=0, ge=∞ часовой расход топлива несколько уменьшается. Рабочий диапазон соответствует скоростному режиму nN nmax. Используется данная характеристика при изучении работы двигателя на различных скоростных режимах. Для изучения работы двигателя с регулятором этот вид характеристики неудобен, так как ветвь кривой, соответствующей основным рабочим режимам двигателя, расположена на небольшом отрезке графика, а это затрудняет проведение анализа экономических показателей работы двигателя в зоне регуляторной характеристики.

Для проведения такого анализа строят характеристику в функции от мощности двигателя. Эта характеристика в практике испытаний дизелей принята в качестве основной.

Регуляторная характеристика в функции от крутящего момента оказалась весьма необходимой при изучении показателей работы двигателя с тяговыми качествами трактора.

При изучении регуляторных характеристик определяют различные показатели работы двигателя.

Рис. 66. Регуляторные характеристики дизельного двигателя

141

1. Степень неравномерности работы регулятора

2.Степень снижения частоты вращения коленчатого вала в облас-

ти использования запаса крутящего момента a nм nN ,

nм − при максимальном крутящем моменте. Для тракторных двига-

телей а = 0,5 – 0,8.

3. Коэффициент приспособляемости двигателя

4. Запас крутящего момента Mз Mmax MN .

MN

10.15. Многопараметровые характеристики

Представляют собой зависимость трех или более параметров в виде серии кривых (часть замкнутых), соединяющих точки с постоянным удельным расходом топлива, частоты вращения коленчатого вала, мощности и других параметров в зависимости от эффективного давления и скоростного режима двигателя и т.д. (рис. 67).

Рис. 67. Многопараметровые характеристики

142

Многопараметровые характеристики получают путем соединения точек, имеющих одинаковое значение какого-либо фактора, и наглядно показывают изменение какого-либо показателя работы двигателя при любых возможных значениях параметров, отложенных по оси абсцисс и по оси ординат.

Многопараметровые характеристики являются наиболее наглядными для оценки экономичности двигателя и выбора того или иного режима его работы.

Приведенная многопараметровая характеристика показывает изменение (qe и Ne)=f(Pe, n) и построена на основании серии нагрузочных характеристик. Линии удельного расхода топлива, нанесенные на характеристику, дают представление об экономичности двигателя во всем диапазоне скоростных и нагрузочных режимов. Кроме того, нанесены график мощности, а также линия начала дымления, которая определяет максимальное значение Рe.

11. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ШАТУНА НА ПРОЧНОСТЬ

Производят по конструктивным элементам, и он сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной головке и шатунных болтов.

1. Расчёт поршневой головки.

Поршневая головка во время процессов впуска и выпуска подвергается разрыву силами инерции Pjn поршневой группы, сжатию от сил давления газов Pz за вычетом сил инерции.

Рjn 0,7Pjn2 – для бензиновых двигателей;

Рjn 0,65Pjn2 – для дизельных двигателей.

Расчет производят в наиболее опасном сечении C–C по формулам бруса малой кривизны (рис. 68). При этом предполагают, что в тело головки запрессованная втулка деформируется совместно с головкой. Головку рассекаем по оси симметрии, прикладывая нормальную силу N0 и момент M0 с таким расчетом, что сечение A–A не перемещается. На основании экспериментальных данных имеем

N0 Pjn (0,572 0,0008 3),

M0 Pjn rcp (0,00033 3 0,0297),

143

где – в градусах.

Рис. 68. Схема расчета элементов шатуна на прочность

Величина нормальной силы и изгибающего момента для выбранного сечения под углом будет на участке AB.

N1 N0 cos 0,5Pjn (1 cos );

M1 M0 N0rср (1 cos ) 0,5Pjnrср (1 cos ).

Так как распределение давлений, по опытам Киносошвили, можно принять равномерно распределенным, т.е

Учитывая совместную деформацию головки и втулки, обусловленную первоначальным натягом, можно принять, что на головку действует не вся нормальная сила, а часть её, которая определяется из соотношений

144

После определения M и Nг находим напряжение на внешней поверхности головки:

На внутренней поверхности

где h – толщина стенки головки; Dг – наружный диаметр головки; dвт – наружный диаметр втулки; lш – ширина головки; dпп – диаметр поршневого пальца (наружный).

11.1. Определение напряжений от сжимаемой силы

Принимая распределение давления на нижнюю часть головки по косинусоидальному закону.

P/ Pсжcos 3 .

rcp

Принимая, что головка шатуна между заделками не деформируется, находят величины изгибающих моментов и нормальных сил в местах заделки ( 3 ).

Уравнения носят полуэмпирический характер.

f ( 3) sin 3 cos 3 – приводится в таблице.

145

На внутренней поверхности

11.2. Напряжения от запрессовки втулки

Определение суммарного натяга в рабочем состоянии

t d t( в г );

в 18 10 61/oC; г (10 12)10 61/0C.

По формулам суммарного натяга определяют удельное давление, считая его постоянным.

Eг 2,2 10 5 МПа; Eв 1,15 10 5 МПа; 0,04 0,05мм; t 100 1200

По формулам Ляме определяем напряжения 1. На внешней поверхности

а Dг22dв2dв2 Р.

Напряженияотзапрессовкивтулкимогутдостигать100–150МПа. 2. На внутренней поверхности

146

С учетом вышеопределенных напряжений вычисляем запас прочности на внешней поверхности:

max aj ; min ac ;

1 180 250 МПа – для углеродистых сталей;

1 340 380 MПа – для легированных сталей.

11.3. Расчет стержня на прочность

Стержень шатуна рассчитывается на усталостную прочность при номинальном режиме работы двигателя. Стержень подвергается

растяжению силами инерции PjRz и сжатию силой, определяемый по уравнению

Растяжение происходит во время впуска и выпуска. Стержень рассчитывают по минимальному сечению, расположенному под поршневой головкой.

Напряжение от сжатия и растяжения

Напряжение в различных точках поперечного сечения не одинаково. Наибольшие отклонения возникают непосредственно под поршневой головкой. Неравномерность напряжений оценивается коэффициентами неравномерности m при сжатии и m при растяжении.

Изгиб полок в непосредственной близости от поршневой головки возникает в результате неравномерного распределения давлений по дуге. По мере удаления сечения от верхней головки неравномер-

147

ность распределения напряжений уменьшается. В среднем сечении во всех точках напряжения приближаются к расчетному.

Исходя из полученных экспериментальных данных, расчет с учетом неравномерности распределения напряжений выполняют по формулам

Приведенные значения m и m учитывают напряжения изгиба, возникающие за счет различных коэффициентов линейного расширения коленчатого вала и блока картера, наличия осевых зазоров, а также допусков, принятых при изготовлении и сборке. В плоскости качания шатуна оси поршня и стержня шатуна.

Если стержень шатуна имеет небольшую жесткость, то за расчетное сечение принимают середину стержня, но расчет выполняют с учётом продольного изгиба, который учитывается коэффициентами K 1,1 в плоскости качания и K 1,2в перпендикулярной плоскости.

11.4. Расчет крышки шатуна

Крышка шатуна в начале такта впуска нагружается силами инерции от возвратно-поступательно движущихся масс и от вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъема.

Pjp Pjnг (mшк mкр)r 2 .

При расчете допускают, что головка не разъемная и давление на крышку распределено по косинусоидальному закону, кроме того, предполагают, что вкладыш и головка деформируются одинаково. Изгибающий момент между вкладышем и крышкой распределяется пропорционально моментам инерции сечений (рис. 69).

Сечение крышки принимают постоянным и равным сечению I–I. Напряжение изгиба определяют по приближенной формуле:

148

Lб r1

I

I

Lкр

Рис. 69. Схема расчета крышки шатуна

где Fкр и Fвк – площади поперечного сечения крышки и вкладыша;

где r1 – внутренний радиус кривошипной головки:

r1 dшш 2t ,

2

где lкр – длина кривошипной головки.

149