kontr1_2
.pdfТип ДВС |
рr,, МПа |
Тr, К |
Т, К |
γr |
|
Дизели без наддува |
0,105…0,125 |
600…900 |
20…40 |
0,03…0,06 |
|
|
|
|
|
|
|
Дизели с турбонаддувом |
(0,75…0,95) рк |
700…950 |
0…10 |
0,02…0,05 |
|
Бензиновые |
0,102…0,120 |
900…1000 |
-5…+25 |
0,04…0,08 |
|
арбюраторные |
|||||
|
|
|
|
||
Бензиновые с впрыском |
0,102…0,120 |
900…1000 |
-5…+25 |
0,02…0,05 |
|
|
|
|
|
|
3.2.2.Впуск. Давление газов в конце впуска ра зависит от
гидравлического |
|
сопротивления впускного такта, степени |
подогрева на |
||
впуске, количества газов, оставшихся в цилиндре в конце впуска, и других |
|||||
факторов, и определяется по следующим формулам: |
|
||||
для двигателей без наддува |
ра = ро – |
ра, МПа; |
(3.15) |
||
для двигателей с наддувом |
ра = рк – |
рак, МПа, |
(3.16) |
||
где ра |
- |
потери давления на впуске двигателя без наддува, МПа; |
|||
ак р |
- |
потери давления на впуске двигателя с наддувом, МПа; |
|||
ро |
- |
давление окружающей среды, ро = 0,1 МПа; |
|
||
рк |
- |
давл. наддув. воздуха после компрессора, МПа (прилож.1) |
|||
Для четырехтактных ДВС потери давления можно ориентировочно
подсчитать по эмпирическим формулам: |
|
|
|
||||||||
ра |
= (0,03…0,18) · ро, МПа; |
рак = (0,04…0,10) · рк, МПа. |
|||||||||
Температура в конце впуска Та для четырехтактного ДВС определяется: |
|||||||||||
Та = |
|
Т о |
+ |
Т + γ Т r |
, К, |
для двигателей без наддува |
(3.17) |
||||
|
|
|
1 + γ |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Та = |
|
Tk |
+ |
T + γ Tr |
|
, К, |
для двигателей с наддувом |
(3.18), где |
|||
|
|
|
1 + γ |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Т |
|
|
- |
подогрев свежего заряда во впускной магистрали, °С |
|||||||
|
|
|
|
(принимается по табл. 3.3) |
|
|
|||||
Тк |
|
|
- |
температура газов после компрессора, К |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
nк -1 |
|
|
|
|
|
|
|
Тк = То ( |
рк |
) nк |
, К |
|
(3.19) |
||
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
ро |
|
|
|
|
где nk |
|
|
- |
показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре |
|||||||
|
|
|
|
(для центробежных компрессоров nk = 1.4…2,0). |
|
||||||
Степень |
|
|
заполнения |
цилиндра |
свежим |
зарядом |
характеризуется |
||||
коэффициентом |
|
наполнения v,η который |
представляет |
собой отношение |
|||||||
количества свежего заряда, поступившего в цилиндр при работе двигателя, к
11
тому количеству заряда, которое мог бы заполнить этот цилиндр при температуре и давлении окружающей среды, и определяется по формулам:
для ДВС без наддува |
|
|
1 |
|
æ |
|
|
pa |
|
|
|
ö |
|
|
|
To |
; |
(3.20) |
|||||||
ηv |
= |
× |
ç |
ε × |
- |
pr ÷ |
× |
|
|
||||||||||||||||
|
ε -1 |
ç |
p |
o |
p |
|
|
÷ |
|
T |
+ |
T |
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
è |
|
|
|
|
|
|
|
o ø |
|
|
o |
|
|
|
|
|||||
для ДВС с наддувом |
|
|
1 |
|
æ |
|
p |
a |
|
|
p |
ö |
|
|
|
T |
|
. |
(3.21) |
||||||
ηv |
= |
|
× |
çε × |
|
|
|
- |
|
|
r |
÷× |
|
|
k |
|
|||||||||
ε -1 |
pk |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
è |
|
|
pk ø |
|
Tk + T |
|
|||||||||||||||
Таблица 3.4. Основные параметры процесса впуска современных ДВС
Тип ДВС |
ра, МПа |
рк, МПа |
Та, К |
ηv |
Дизель без наддува |
0.085…0,09 |
-- |
310…350 |
0,8…0,94 |
Дизель с турбонаддувом |
(0,9…,96) рк |
0,15…0,25 |
310…400 |
0,8…0,97 |
Бензиновый карбюраторный |
0,07…0,08 |
-- |
320…380 |
0,75…0,85 |
Бензиновый с впрыском |
0,07…0,08 |
-- |
320…380 |
0,8…0,96 |
3.2.3. Сжатие. При определении давления и температуры газов в конце такта сжатия принимают ряд следующих допущений: в период сжатия отсутствуют утечки газа через неплотности в клапанах и поршневых кольцах, в газе не протекает никаких химических реакций и испарений топлива, остаются неизменными теплоемкость газов и показатель политропы сжатия, сжатие начинается с НМТ и заканчивается в ВМТ.
Тогда, используя уравнение политропического процесса, давление рс и температуру Тс газов в конце такта сжатия определяют по выражениям
|
рс = ра· εn1 , МПа; |
|
|
(3.22) |
|
||
|
Тс = Та· ε( n1-1) , К |
|
|
(3.23) |
|
||
где n1 |
- показатель политропы сжатия, который можно определить |
||||||
|
по эмпирическим зависимостям: |
|
|
|
|||
|
для бензиновых двигателей n1 = 1,41 – 110/n; |
|
|||||
|
для дизелей |
|
n1 = 1,41 – 110/n – 0,02. |
||||
Параметры положения поршня на такте сжатия : |
|
|
|
||||
|
Sc = S / (ε – 1), м |
Sa = S + Sc , м |
Sz = ρ · Sc , м |
|
|||
|
|
|
|
|
Таблица 3.5. |
||
Основные параметры процесса сжатия современных ДВС |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Тип ДВС |
|
рс, МПа |
|
Тс, К |
n1 |
|
ε |
Дизель без наддува |
|
3…5.5 |
|
750…900 |
1,38…1,42 |
|
15…22 |
|
|
|
|
|
|
|
|
12
Дизель с турбонаддувом |
6…8 |
950…1200 |
1,35…1,38 |
12…15 |
Бензиновый карбюраторный |
0,5…2,0 |
400…700 |
1,34…1,39 |
6…9 |
|
|
|
|
|
Бензиновый с впрыском |
1,0…2,5 |
400…800 |
1,34…1,39 |
8…11 |
3.2.4. Сгорание. При анализе и расчете процесса сгорания необходимо различать сгорание в бензиновом и дизельном двигателях.
Уравнение сгорания (баланс тепла) для карбюраторного двигателя:
|
Qc + Qсг = Qz, |
(3.24) |
|
где Qc |
- количество тепла в газе в конце сжатия |
|
|
|
|
(до начала сгорания), кДж; |
|
Qсг |
- |
количество тепла, выделившегося при сгорании топлива |
|
|
|
и переданного сжатому газу, кДж; |
|
Qz |
- |
количество тепла в газе после сгорания топлива, кДж. |
|
Для дизельного двигателя |
|
||
|
Qc + Qсг = Qz + Qz΄- z , |
(3.25) |
|
где Qz΄- z |
- |
количество тепла, затраченного на работу расширения |
|
|
|
газов при движении поршня от ВМТ до расчетного конца |
|
|
|
сгорания, кДж. |
|
Температуру газов в конце сгоранияT можно определить по
z
уравнениям сгорания, выраженным через параметры состояния газов [2]: для бензинового двигателя при α < 1
ξ·Hи + (mcv')·Tc = µ· (mcv'')·Tz
для дизельного двигателя
ξ·Hи + (mcv' + 8,31λ)·Tc + 2270(λ-µ) = µ·(mcp'')·Tz
Значение Tz также можно выбрать из таблицы 3.6. учитывая, что дизелям с наддувом соответствуют большие значения температуры.
Давление газов в конце |
сгорания z Рориентировочно |
определяют по |
|
эмпирическим выражениям: |
z =р λр·рc , МПа; |
|
|
для |
дизельных двигателей |
(3.26) |
|
для |
бензиновых двигателей |
zр= μ·Tz· рc / Tc , МПа |
(3.27) |
где μ - коэффициент молекулярного изменения (μ = 1,01…1,05);
λр = Рz /Pc - степень повышения давления, показывающая во сколько раз увеличивается давление газов в цилиндре ДВС в процессе сгорания.
Величину λр подсчитать теоретически довольно сложно, поэтому ее значение принимают ориентировочно в зависимости от способа смесеобразования:
для дизелей с предкамерным или вихрекамерным смесеобразованием λр = 1,2…1,4;
13
с пленочным/объемно-пленочным смесеобразованием |
λр = 1,4…1,8; |
с объемным смесеобразованием |
λр = 1,6…2,5; |
для бензиновых двигателей |
λр = 3,0…4,0; |
для газовых двигателей |
λр = 3,0…5,0. |
Подобрав значения Tz и λр рассчитывают значения zр по выражениям (1.26) или (1.27) в зависимости от типа заданного двигателя.
Таблица 3.6.
Основные параметры процесса сгорания современных ДВС
Тип ДВС |
рz, МПа |
Тz, К |
λр |
Дизель без наддува |
5…10 |
1800…2200 |
1,4…2,5 |
|
|
|
|
Дизель с турбонаддувом |
6…12 |
2000…2300 |
1,4…2,5 |
Бензиновый карбюраторный |
3,5…6,5 |
2000…2500 |
3…4 |
|
|
|
|
Бензиновый с впрыском |
3,5…7,5 |
2400…3100 |
3…4 |
|
|
|
|
3.2.5. Расширение. При теоретических расчетах этот процесс принято
описывать политропой расширения с постоянным показателемn . Тогда
2
давление рв и температура Тв газов в конце расширения определяются по выражениям:
бензиновый двигатель рв = рz / εn2 , МПа |
(3.28) |
Т в = |
|
|
Т z |
|
, К |
(3.29) |
|||||
ε |
(n |
-1) |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
||
дизель |
рв = рz /δ |
n2 |
, МПа |
(3.30) |
Тв = |
|
|
Т z |
|
, К |
(3.30) |
||
|
|
( |
|
- |
) |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
δ |
n 2 1 |
|
|
|
|||
где n2 |
- показатель политропы расширения, который имеет тот же |
||||||||||||
|
физический смысл, что и показатель политропы сжатия, и |
||||||||||||
|
ориентировочно определяется по выражениям: |
|
|||||||||||
|
для карбюраторных двигателей |
n2 = 1,21 + 130/n; |
|||||||||||
|
для дизелей |
|
|
|
n2 = 1,21 + 130/n – 0,02. |
||||||||
δ- степень последующего расширения (изменение объема газов в цилиндре от начала до конца расширения или от конца расчетного сгорания до НМТ), определяется выражением
где ρ |
δ = Vb /Vz = ε /ρ, |
(3.31) |
- степень предварительного расширения (изменение |
||
|
объема газов от начала до конца расчетного периода |
|
|
сгорания или от ВМТ до конца расчетного сгорания), |
|
|
может быть рассчитана по формуле |
|
|
ρ = Vz /Vc = Vz /Vz΄ = μ·Tz /(λр· Tc). |
(3.32) |
14
Таблица 3.7.
Основные параметры процесса расширения современных ДВС
Тип ДВС |
рв, МПа |
Тв, К |
n2 |
ρ |
Дизель без наддува |
0.2…0,5 |
1000…1200 |
1,18…1,28 |
1,2…1,4 |
|
|
|
|
|
Дизель с турбонаддувом |
0,2…0,5 |
1000…1200 |
1,18…1,28 |
1,2…1,4 |
Бензиновый карбюраторный |
0,35…0,6 |
1200…1700 |
1,23…1,3 |
-- |
|
|
|
|
|
Бензиновый с впрыском |
0,35…0,6 |
1200…1700 |
1,23…1,3 |
-- |
|
|
|
|
|
Полученные в |
результате теоретических расчетов значения параметров |
||||||||||||
рабочего цикла заносятся в результирующую таблицу 3.8. |
|
Таблица 3.8. |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
Результаты расчета параметров рабочего цикла |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ра, |
Та, |
рс, |
Тс, |
Рz, |
Тz, |
рв, |
Тв, |
рr, |
Тr, |
|
Sc, |
Sa, |
Sz, |
МПа |
К |
МПа |
К |
МПа |
K |
МПа |
К |
МПа |
К |
|
м |
м |
м |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3.3. Построение индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма как графическое отображение зависимости
величины |
давления |
газов в |
цилиндре |
двигателя |
от |
перемещения |
поршня |
|||
(координаты «P-S») |
за |
рабочий цикл(рис.1) строится |
с |
использованием |
||||||
результатов расчета параметров рабочего цикла (табл.3.8). |
|
|
|
|
||||||
Диаграмму рекомендуется строить на листе миллиметровой |
бумаги |
|||||||||
формата |
А4 с масштабом по оси абсцисс(перемещение |
поршня) Ms = 1 |
||||||||
мм/мм, и |
масштабом |
по оси ординат(давление газов) |
Mp |
= |
0,05…0,10 |
|||||
МПа/мм |
так, чтобы |
получить |
диаграмму |
с высотой |
равной |
1,2…1,7 |
ее |
|||
основания.
В начале построения на оси абсцисс(основание диаграммы) в масштабе Ms откладывается отрезок ОВ = ОА + АВ, мм. Отрезок ОА соответствует объему камеры сжатия (Vc) и определяется по выражению ОА = АВ /(ε – 1).
Отрезок АВ соответствует рабочему объемуVh цилиндра, а по величине равен ходу поршня S, мм. Точка А соответствует ВМТ, а точка В – НМТ поршня. Затем через точки А и В проводят отрезки прямых, параллельные
оси ординат и соответствующие положениям поршня в ВМТ и НМТ соответственно. По оси ординат откладывают значения давлений газов в
масштабе М. Затем на линии ВМТ наносят в масштабе M точки,
р p
соответствующие значениям давлений р, р и р , а на линии НМТ– точки,
r c z
соответствующие давлениям рa и рb.
15
Для дизельного двигателя необходимо еще нанести координаты точки, соответствующей концу расчетного процесса сгорания. Ордината этой точки будет равна рz, а абсцисса определяется по выражению
Vz = Vc·ρ, л |
или |
Sz = Sc·ρ, мм. |
(3.33) |
Построение линии сжатия и расширения газов можно проводить в такой последовательности.
Между ВМТ и НМТ выбирается произвольно не менее3 объемов Vx1, Vx2, Vx3 (или отрезков хода поршняSx1, Sx2, Sx3) и подсчитывается величина давления газов.
На линии сжатия
px1 |
= pa ( |
|
|
|
Va |
|
)n1 |
, МПа |
или |
px1 |
= pa ( |
|
|
|
Sa |
)n1 |
, МПа |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
Vx1 |
|
|
|
|
|
|
|
Sx1 |
|
|
|
|||||||||||||
px2 |
= pa ( |
|
Va |
|
)n1 |
, МПа |
или px2 |
= pa ( |
|
|
|
Sa |
)n1 |
, МПа |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
Vx2 |
|
|
|
|
|
Sx2 |
|
|
|
|||||||||||||||
px3 |
= pa ( |
|
Va |
|
)n1 |
, МПа |
или |
px3 |
= pa ( |
|
|
|
Sa |
|
)n1 |
, МПа |
(3.34) |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
Vx3 |
|
|
|
|
|
|
|
Sx3 |
|
|
|
|||||||||||||
На линии расширения |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
px1 |
= pb ( |
|
Va |
)n2 |
, МПа |
или |
px1 |
= pb ( |
|
Sa |
)n2 |
, МПа |
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
Vx1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Sx1 |
|
|
|
||||||||||||
px2 |
= pb ( |
Va |
)n2 |
, МПа |
или px2 |
= pb ( |
|
Sa |
)n21 |
, МПа |
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
Vx2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Sx2 |
|
|
|
||||||||||||
px3 |
= pb ( |
Va |
)n2 |
, МПа |
или |
px3 |
= pb ( |
Sa |
)n2 |
, МПа |
(3.35) |
||||||||||||||||||
|
|
||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
Vx3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Sx3 |
|
|
|
|||||||||||
Все построенные точки плавно соединяются между . собойЗатем производится скругление переходов(при каждом изменении давления на стыках расчетных тактов), учитываемое при расчетах коэффициентом
полноты диаграммы φ. Для карбюраторных двигателей скругление в конце
п
сгорания (точка Z) проводится по ординате рz = 0,85Pz max.
16
3.4. Определение среднего индикаторного давления
В общем случае среднее индикаторное давление можно рассчитать аналитически в зависимости от типа заданного двигателя:
для дизеля
|
εn1 |
é |
|
|
|
|
|
λp ρ |
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|||
Pi΄ = Pa |
|
|
êλp (ρ -1) + |
|
|
|
(1 |
- |
|
|
|
) - |
|
|
|
|
(1 - |
||||||||
ε -1 |
|
|
|
δ |
(n2 -1) |
n1 -1 |
|||||||||||||||||||
|
ë |
|
|
|
|
n2 -1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
для бензинового двигателя |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
εn1 |
é λp |
(1 - |
|
|
1 |
) - |
|
|
1 |
|
|
|
- |
|
|
1 |
|
|
ù |
|||||
Pi΄ = Pa |
|
|
ê |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(1 |
|
|
|
)ú . |
|||||||
ε -1 |
|
δ |
(n2 -1) |
|
n1 -1 |
ε |
(n1-1) |
||||||||||||||||||
|
ën2 -1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
û |
||||||||||||
При наличии индикаторной диаграммы двигателя индикаторного давления рi΄ определяется по ее площади:
рi΄= Fi·Mp /Sд , МПа
|
1 |
ù |
|
|
|
)ú |
; |
ε |
(n1-1) |
||
|
û |
|
величина среднего
(3.36)
где Fi - площадь индикаторной диаграммы, мм2, ограниченная линиями ВМТ, НМТ, сжатия и расширения;
Sд - длина индикаторной диаграммы, мм (расстояние между линиями ВМТ и НМТ равное ходу поршня S);
Mp - масштаб давления при построении индикат. диагр., МПа/мм.
Действительное индикаторное давление |
|
|||
|
|
рi = рi΄·φп, МПа, |
(3.37) |
|
где φп |
- коэффициент неполноты площади индикаторной |
|||
|
диаграммы, учитывающий отклонение действительного |
|||
|
рабочего цикла от теоретического, |
|
||
φп = 0,94…0,97 |
для карбюраторных двигателей; |
|
||
φп = 0,92…0,95 |
для дизелей. |
|
|
|
Значение |
рi, рассчитанное по |
выражению(3.37) сравнивают с его |
||
значением, подсчитанным ранее |
по выражению(3.8), и |
определяют |
||
расхождение в процентах.
Затем рассчитывают среднее эффективное давление ре по выражению
ре = рi - pмп
где рмп - рассчитанное ранее (3.5) давление механических потерь. В заключение рассчитывается значение эффективной мощности
Ne |
= |
pe × Vn ×i × n |
, кВт |
(3.38) |
|
||||
|
|
30 × τ |
|
|
Полученное значение эффективной мощности (3.38) сравнивается с ее заданным значением и определяется расхождение в процентах, которое в общем случае не должно превышать 10…15%.
18
КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА № 2
4.ОСНОВЫ ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ДВИГАТЕЛЯ
4.1.Силы, действующие в КШМ
Кривошипно-шатунный механизм при работе двигателя нагружают два вида внешних сил: силы давления газов в цилиндре и силы инерции (рис.2).
Равнодействующая сил давления газов на поршеньPг всегда направлена по оси цилиндра и приложена к центру поршневого пальца. Зная величину давления газов в цилиндре, ее можно определить по выражению
|
|
Рr = (рц - ро) Fп ·106, Н |
(4.1) |
где рц |
- |
текущее значение давления газов в цилиндре, взятое по |
|
|
|
индикаторной диаграмме, МПа; |
|
ро |
- |
давление газов в картере, условно принятое равным |
|
|
|
давлению окружающей среды, ро = 0,1 МПа; |
|
Fп |
- |
площадь поршня, м2 (Fп = p·D2 /4); |
|
D |
- |
диаметр цилиндра, м. |
|
Для определения рц |
|
необходимо под индикаторной диаграммой(рис.1) |
построить полуокружность диаметром равным ходу поршняS. Затем от ее |
||
центра точки О отложить в сторону НМТ поправку Ф.Бринкса 00¢ равную |
||
|
00¢ = R· lк /2, м |
|
где R = S/2 |
- |
радиус кривошипа, м; |
lк = R/L |
- |
конструктивный параметр КШМ; |
L |
- |
длина шатуна, м. |
Физический смысл поправки Ф.Бринкса заключается в , томчто она |
|
|||||
учитывает |
несколько |
большие |
перемещения |
поршня |
при |
поворо |
кривошипа от 0 до 90о угла поворота |
кривошипа вала, при котором поршень |
|
||||
проходит больше половины своего полного хода S = R(1+lк /2) по сравнению с перемещением при повороте от 90 до 180о .
Из полученного центра 0¢ проводят лучи через 30о. Из полученных точек проводят вертикально вверх лучи до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Проекции полученных точек на ось давления соответствуют искомым давлениям газов в цилиндре при соответствующих углах поворота кривошипа, которые заносят в таблицу 4.1.
19
Силы инерции подразделяются на силы инерции от - возвратн поступательно движущихся масс и от вращающихся масс.
Данные силы инерции создают вибрацию двигателя в плоскости оси цилиндра и плоскости кривошипа. В многоцилиндровых двигателях эти силы образуют моменты, также вызывающие вибрацию двигателя. Для снижения вибрации в КШМ большинства двигателей устанавливаются механизмы для уравновешивания сил инерции первого и второго порядков, центробежных
сил, а также - |
моментов |
этих |
сил. Уравновешивающие |
механизмы |
конструктивно |
выполняют |
в виде противовесов, устанавливаемых на |
||
коленвалу или на дополнительных валах. |
|
|||
Равнодействующая сил |
инерции |
возвратно-поступательно |
движущихся |
|
масс всегда направлена по оси цилиндра и приложена в центре поршневого пальца. Ее определяют по выражению:
|
|
Рj = - mj R w2 (cosj + lк cos2j), Н (4.2) |
где mj |
- масса возвратно-движущихся частей КШМ, приведенная к |
|
|
|
центру пальца, кг; |
|
|
mj = mпк + 0,275 mш |
где mпк |
- |
масса поршневого комплекта в сборе, кг (прилож.2, 3); |
mш |
- |
масса шатуна в сборе, кг (прилож.2, 3); |
w- угловая частота вращения коленчатого вала, рад/с;
w = π n , где n - частота вращения коленвала, об/мин.
|
30 |
Для упрощения расчетов считают |
|
где А |
Рj = - mj R w2А, Н |
- тригонометрическая функция (табл.4.2 ) |
|
Суммарную |
силу Pсум, действующую на поршень по оси цилиндра, |
считают приложенной к оси поршневого пальца и определяют алгебраическим сложением силы давления газа и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс.
Pсум = Рг + (± Рj), Н |
(4.3) |
Разложив по правилу параллелограмма эту силу на две составляющие по оси шатуна Рш и нормали N к стенке цилиндра получим:
Рш = Pсум /Cosβ, Н |
(4.4) |
N = Pсум · tgb, Н |
(4.5) |
Первая сила Рш нагружает шатун и передается на шатунную шейку коленвала, а вторая N прижимает поршень к стенке цилиндра, вызывая износ
и повышенные потери на трение (рис.2).
20