Расчет и анализ рабочего цикла и динамики двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец» для курсового проекта

В эпоху, когда эффективность и надежность машиностроительных систем играют ключевую роль в различных отраслях промышленности, глубокое понимание принципов работы двигателей внутреннего сгорания (ДВС) становится не просто желательным, а критически важным. Для студентов технических специальностей, особенно тех, кто посвящает себя проектированию и расчету ДВС, курсовой проект по этой дисциплине является фундаментом профессионального становления. Он предоставляет уникальную возможность применить теоретические знания на практике, освоить методологии анализа и синтеза, которые лягут в основу их будущей инженерной деятельности.

Настоящая работа посвящена детальному расчету и всестороннему анализу рабочего цикла поршневого дизельного двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец». Выбор именно этой модели двигателя обусловлен её широким распространением в качестве судового, тепловозного и стационарного агрегата, что делает его изучение особенно актуальным, ведь «Хабаровец» продолжает оставаться одним из базовых дизелей в своем классе. Целью данного курсового проекта является не только выполнение комплекса тепловых и динамических расчетов, но и глубокая интерпретация полученных результатов, позволяющая оценить термодинамическую эффективность, нагруженность ключевых элементов кривошипно-шатунного механизма (КШМ) и уровень виброактивности.

В рамках проекта будут решены следующие основные задачи:

• Изучение термодинамических основ рабочего цикла дизельного двигателя с акцентом на модель со смешанным подводом теплоты.
• Пошаговый тепловой расчет параметров рабочего тела в характерных точках цикла 6ЧН18/22.
• Построение и анализ индикаторной диаграммы P-V, отражающей действительные процессы в цилиндре.
• Выполнение динамического расчета КШМ, включающего определение сил давления газов, сил инерции, а также построение диаграмм нормальной, радиальной, тангенциальной сил и крутящего момента.
• Анализ нагрузок на коренные и шатунные шейки коленчатого вала с построением полярных диаграмм.
• Исследование уравновешенности двигателя, определение неуравновешенных сил и моментов и рассмотрение методов их компенсации.

Результаты этого исследования призваны не только удовлетворить требования курсового проекта, но и стать ценным практическим руководством для будущих инженеров, способствуя формированию комплексного подхода к проектированию и эксплуатации современных ДВС.

1. Термодинамические основы рабочего цикла дизельного двигателя

В основе работы любого двигателя внутреннего сгорания лежит магия преобразования тепловой энергии в механическую. Эта магия заключена в последовательности термодинамических процессов, которые мы называем рабочим циклом. Для дизельных двигателей, к которым относится и 6ЧН18/22 «Хабаровец», характерны свои уникальные особенности, требующие особого подхода к моделированию и анализу.

1.1. Основные понятия и определения

Прежде чем погрузиться в тонкости термодинамического моделирования, необходимо четко определить ключевые термины, составляющие азбуку теории ДВС:

• Рабочий цикл: Это завершенная последовательность термодинамических и механических процессов, происходящих в цилиндре двигателя, в результате которой рабочее тело (газы) совершает работу по преобразованию тепловой энергии в механическую. Цикл повторяется снова и снова, обеспечивая непрерывную работу двигателя.
• Такт: Представляет собой часть рабочего цикла, которая совершается за один ход поршня, то есть за одно движение поршня от одной мертвой точки до другой. В четырехтактном двигателе полный рабочий цикл состоит из четырех тактов, что соответствует двум полным оборотам коленчатого вала.
• Мертвые точки: Это крайние положения поршня в цилиндре.
  • Верхняя мертвая точка (ВМТ): Максимальное удаление поршня от оси коленчатого вала. В этом положении объем над поршнем минимален.
  • Нижняя мертвая точка (НМТ): Минимальное удаление поршня от оси коленчатого вала. В этом положении объем над поршнем максимален.
• Ход поршня (S): Расстояние, которое проходит поршень между ВМТ и НМТ. Он равен удвоенному радиусу кривошипа коленчатого вала, то есть S = 2r. Эта величина определяет рабочий объем цилиндра.
• Степень сжатия (ε): Один из важнейших параметров двигателя, определяющий эффективность рабочего цикла. Она выражается как отношение полного объема цилиндра (объема над поршнем в НМТ) к объему камеры сгорания (объему над поршнем в ВМТ).

  ε = (V_h + V_c) / V_c

  где V_h — рабочий объем цилиндра, V_c — объем камеры сгорания.

Для современных безнаддувных дизельных двигателей степень сжатия обычно находится в диапазоне от 15:1 до 25:1, при этом оптимальное соотношение часто составляет 18:1 до 22:1. Для тепловозных дизелей, к которым относится и «Хабаровец», этот показатель может быть несколько ниже — обычно 12–16.

Наш объект исследования, двигатель 6ЧН18/22 «Хабаровец», в зависимости от модификации, имеет действительную степень сжатия 13,4 или 12,1. Для аналогичного двигателя типа 6ЧСП18/22 степень сжатия равна 14. Эти значения отражают компромисс между требованиями к самовоспламенению топлива и предельно допустимыми давлениями в цилиндре, что напрямую влияет на долговечность КШМ.

1.2. Идеальные, теоретические и действительные циклы ДВС

Для анализа и проектирования ДВС инженеры используют различные модели рабочего цикла, каждая из которых имеет свою степень приближения к реальности:

• Идеальный цикл: Это наиболее упрощенная термодинамическая модель, которая предполагает ряд идеализированных условий. В ней отсутствует теплообмен со стенками цилиндра (адиабатические процессы), система считается замкнутой (отсутствие впуска и выпуска), рабочее тело имеет постоянную теплоемкость, а процесс сгорания топлива заменяется подводом теплоты извне. Такие допущения позволяют представить работу теплового двигателя в виде кругового термодинамического процесса, удобного для первоначального анализа.
• Теоретический цикл: Эта модель является промежуточной между идеальным и действительным циклами. Она учитывает некоторые реальные факторы, такие как переменность теплоемкости рабочего тела и наличие фаз газообмена (впуска и выпуска), но при этом сохраняет упрощенные представления о процессе сгорания (например, изохорное или изобарное сгорание).
• Действительный цикл: Это наиболее точное представление рабочего цикла, происходящего в реальном двигателе. Он учитывает все сложности физико-химических и термодинамических процессов: теплообмен со стенками цилиндра, потери на газообмен (дросселирование, остаточные газы), конечную скорость горения топлива, химические превращения рабочего тела и переменность его состава и свойств. Анализ действительного цикла требует сложных экспериментальных исследований и численного моделирования.

Для термодинамического расчета дизельных двигателей, включая 6ЧН18/22 «Хабаровец», наиболее адекватной идеальной термодинамической моделью является цикл со смешанным подводом теплоты, также известный как цикл Тринклера–Сабатэ. Этот цикл наилучшим образом отражает реальный процесс сгорания дизельного топлива, который начинается практически при постоянном объеме (изохорно) и продолжается при постоянном давлении (изобарно). Именно поэтому он выбран в качестве основы для нашего исследования.

1.3. Принципы термодинамического моделирования цикла Тринклера–Сабатэ

Цикл Тринклера–Сабатэ для четырехтактного дизельного двигателя состоит из пяти основных термодинамических процессов:

1. Процесс 1–2: Адиабатическое сжатие воздуха.
   Поршень движется от НМТ к ВМТ, сжимая воздух в цилиндре. Предполагается, что процесс происходит без теплообмена с окружающей средой (адиабатически). Давление и температура воздуха резко возрастают.
   Это процесс описывается уравнениями Пуассона:
   p1V1k = p2V2k = const
T1V1k−1 = T2V2k−1 = const
T1kp11−k = T2kp21−k = const
   где k — показатель адиабаты.
2. Процесс 2–3: Изохорный подвод теплоты (при постоянном объеме).
   В конце сжатия, когда поршень находится вблизи ВМТ, начинается впрыск и воспламенение топлива. Часть теплоты сгорания подводится очень быстро, практически при постоянном объеме. Это приводит к резкому скачку давления и температуры.
   Для изохорического процесса объем V = const, работа dA = 0. Отношение давления к температуре остается постоянным (закон Шарля):
   p2/T2 = p3/T3
3. Процесс 3–4: Изобарный подвод теплоты (при постоянном давлении).
   Сгорание топлива продолжается, поршень начинает движение вниз, и дополнительная часть теплоты подводится при постоянном давлении. Это обусловлено тем, что топливо продолжает гореть, а объем увеличивается.
   Для изобарического процесса давление p = const. Работа, совершаемая газом, dA = p dV. Отношение объема к температуре остается постоянным (закон Гей-Люссака):
   V3/T3 = V4/T4
4. Процесс 4–5: Адиабатическое расширение продуктов сгорания.
   После завершения сгорания продуктов продукты сгорания расширяются, толкая поршень вниз (рабочий ход). Температура и давление газов снижаются. Этот процесс также считается адиабатическим.
   Применяются уравнения Пуассона:
   p4V4k = p5V5k = const
T4V4k−1 = T5V5k−1 = const
T4kp41−k = T5kp51−k = const
5. Процесс 5–1: Изохорный отвод теплоты (при постоянном объеме).
   В конце рабочего хода, когда поршень достигает НМТ, происходит условный изохорный отвод теплоты в окружающую среду. В реальном двигателе это соответствует открытию выпускного клапана и удалению отработавших газов.
   Для изохорического процесса V = const. Отношение давления к температуре остается постоянным:
   p5/T5 = p1/T1

Первое начало термодинамики, фундаментальный закон сохранения энергии, лежит в основе всех этих процессов и для рабочего тела в цилиндре выражается как:
δQ = dU + δA
где δQ — количество подведенной теплоты, dU — изменение внутренней энергии рабочего тела, δA — работа, совершенная газом. Это уравнение позволяет количественно оценить энергетический баланс на каждом этапе цикла.

Показатель адиабаты (k) играет ключевую роль в расчетах. Он определяется как отношение удельных теплоемкостей при постоянном давлении (c_p) и постоянном объеме (c_v). Для двухатомных газов при невысоких температурах k ≈ 1,4. Однако для продуктов сгорания в ДВС, учитывая их сложный состав и высокие температуры, значение k варьируется. Обычно для продуктов сгорания дизельного двигателя k изменяется от 1,33 до 1,37. При этом важно отметить, что с увеличением температуры показатель адиабаты для реальных газов снижается. В частности, для дизельных двигателей показатель адиабаты расширения (k₂) составляет приблизительно 1,2–1,29, что следует учитывать для точных расчетов.

1.4. Термический коэффициент полезного действия и его параметры

Одним из важнейших показателей эффективности термодинамического цикла является термический коэффициент полезного действия (η_t), который показывает, какая часть подведенной теплоты преобразуется в полезную работу. Для цикла со смешанным подводом теплоты (цикл Тринклера–Сабатэ) термический КПД определяется по следующей формуле:

ηt = 1 − (1/εk−1) ⋅ [(λρk − 1) / ((λ − 1) + kλ(ρ − 1))]

Где:

• ε (эпсилон) — степень сжатия. Как мы уже обсуждали, это отношение полного объема цилиндра к объему камеры сгорания. Увеличение степени сжатия значительно повышает термический КПД, поскольку это способствует более эффективному использованию теплоты и увеличению работы расширения. Для дизельных двигателей ε обычно находится в пределах 12–25.
• λ (лямбда) — степень повышения давления. Это отношение давления в конце изохорного сгорания (p₃) к давлению в начале сгорания (p₂).

  λ = p3/p2

  Значение λ характеризует долю теплоты, подводимой изохорно. Для дизельных двигателей λ обычно находится в диапазоне 1,2–2,5. Чем больше λ, тем выше термический КПД, так как изохорный подвод теплоты является наиболее эффективным способом ее преобразования в работу, что позволяет получить максимальное давление сгорания при минимальном изменении объема.

• ρ (ро) — степень предварительного расширения. Это отношение объема в конце изобарного сгорания (V₄) к объему в конце изохорного сгорания (V₃).

  ρ = V4/V3

  Значение ρ характеризует долю теплоты, подводимой изобарно. Увеличение ρ ведет к снижению термического КПД, поскольку изобарный подвод теплоты менее эффективен, чем изохорный. Для дизельных двигателей ρ может изменяться в широких пределах, зависящих от нагрузки и регулировок топливной аппаратуры.

• k — показатель адиабаты. Мы уже упоминали его значение для воздуха (около 1,4) и продуктов сгорания (1,33–1,37).

Анализ этой формулы показывает, что термический КПД смешанного цикла улучшается с ростом степени сжатия (ε) и степени повышения давления (λ), но снижается при увеличении степени предварительного расширения (ρ). Это подчеркивает важность оптимизации конструкции двигателя и процесса сгорания для достижения максимальной эффективности.

Параметры состояния рабочего тела (давление p, объем V, температура T) в характерных точках цикла рассчитываются последовательно, шаг за шагом, что позволяет построить полную картину термодинамических процессов.

Например, температура в конце впуска (T_a или T₁) определяется с учетом не только температуры окружающей среды, но и подогрева воздуха во впускном тракте, а также влияния остаточных газов. Для дизелей T_a обычно на 10-15°C выше температуры окружающей среды, а давление в конце впуска (P_a) составляет (0,8–0,95) от атмосферного давления.

Температура в конце сжатия (T_c или T₂) рассчитывается исходя из уравнения политропического процесса Tc = Ta ⋅ εn−1, где n — показатель политропы. Для безнаддувных дизелей T_c находится в диапазоне 700–900 К, а для наддувных — 900–1000 К.

Максимальная температура цикла (T_z или T₄) является критически важным параметром. Она может быть определена как T4 = T2 ⋅ λ ⋅ ρ или, более детально, через коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания ζ (для дизелей 0,7–0,88) и степень повышения давления λ (1,2–2,5).

Среднее индикаторное давление (p_i) представляет собой условное постоянное давление, которое, действуя в течение хода расширения, совершило бы работу, равную работе индикаторной диаграммы. Оно численно равно удельной работе цикла, отнесенной к 1 м³ рабочего объема цилиндра, и является прямым показателем эффективности преобразования тепловой энергии в механическую работу внутри цилиндра.

Понимание этих взаимосвязей и применение соответствующих формул позволяет инженеру не просто выполнить расчет, но и глубоко осознать физические процессы, протекающие в дизельном двигателе, что является основой для его оптимизации и усовершенствования.

2. Тепловой расчет рабочего цикла двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец»

Тепловой расчет является отправной точкой для всестороннего анализа двигателя внутреннего сгорания. Он позволяет определить параметры рабочего тела (давление, температура, объем) в ключевых точках рабочего цикла и оценить термодинамическую эффективность двигателя. Для дизеля 6ЧН18/22 «Хабаровец» этот расчет будет выполнен пошагово, с учетом его конструктивных особенностей и режимов работы.

2.1. Исходные данные и допущения для расчета

Для проведения теплового расчета двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец» необходимо располагать рядом технических характеристик и принять определенные допущения.

Основные технические характеристики двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец» (примерные данные, могут варьироваться в зависимости от модификации):

• Тип двигателя: Четырехтактный, шестицилиндровый, рядный дизель, с наддувом (обозначение «Н» — наддув).
• Диаметр цилиндра (D): 180 мм (0,18 м).
• Ход поршня (S): 220 мм (0,22 м).
• Число цилиндров (i): 6.
• Номинальная мощность (N_e): Например, 300 кВт (для конкретной модификации данные уточняются).
• Номинальная частота вращения коленчатого вала (n): Например, 750 об/мин (12,5 с⁻¹).
• Степень сжатия (ε):
  • Для одной модификации: 13,4.
  • Для другой модификации: 12,1.
  • Для двигателя 6ЧСП18/22 (аналогичного типа): 14.
  • Для дальнейших расчетов примем ε = 13,4.
• Радиус кривошипа (r): S/2 = 0,22 м / 2 = 0,11 м.
• Объем камеры сгорания (V_c):
  Vc = Vh / (ε - 1) = (πD2/4 ⋅ S) / (ε - 1)
Vc = (π ⋅ (0,18 м)2 / 4 ⋅ 0,22 м) / (13,4 - 1) ≈ 0,00559 м3 / 12,4 ≈ 0,0004508 м3.
• Полный объем цилиндра (V_a): Va = Vc ⋅ ε = 0,0004508 м3 ⋅ 13,4 ≈ 0,006041 м3.

Необходимые допущения и коэффициенты для теплового расчета (типовые значения для дизелей):

1. Начальная температура свежего заряда в цилиндре (T_a или T₁): 300–310 К (27–37 °C). Примем T_a = 305 К (с учетом подогрева во впускном тракте на 10-15°C выше окружающей среды, которая принимается за 293 К).
2. Начальное давление свежего заряда в цилиндре (P_a или P₁): 0,8–0,95 от атмосферного давления (P₀ = 0,1 МПа). Примем P_a = 0,1 МПа ⋅ 0,9 = 0,09 МПа. (Или P_a = 0,18 МПа для наддувного двигателя при давлении наддува 0,8 атм, то есть P_{наддува} = 0,08 МПа, тогда P_a = P₀ + P_{наддува} = 0,1 + 0,08 = 0,18 МПа. В случае 6ЧН18/22, как наддувного, более корректно использовать давление наддува).
   Для расчетов с наддувом, примем P_a = 0,18 МПа.
3. Показатель политропы сжатия (n₁): 1,35–1,38. Примем n₁ = 1,36.
4. Показатель политропы расширения (n₂): 1,2–1,29. Примем n₂ = 1,25.
5. Степень повышения давления (λ): 1,2–2,5. Примем λ = 1,8.
6. Степень предварительного расширения (ρ): Зависит от нагрузки. Примем ρ = 1,8 (для номинальной нагрузки).
7. Коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания (ζ): 0,7–0,88. Примем ζ = 0,8.

2.2. Расчет параметров впуска и начала сжатия (точка 1)

Точка 1 соответствует началу процесса сжатия, когда поршень находится в НМТ, а цилиндр заполнен свежим зарядом (воздухом или воздушно-топливной смесью).

• Объем в начале сжатия (V₁): Это полный объем цилиндра, когда поршень находится в НМТ.
  V1 = Va = 0,006041 м3.
• Давление в начале сжатия (P₁): Для наддувного двигателя это давление нагнетания после компрессора, скорректированное на потери во впускном тракте.
  P1 = Pa = 0,18 МПа.
• Температура в начале сжатия (T₁): Температура свежего заряда, поступившего в цилиндр, с учетом подогрева во впускном тракте и смешения с остаточными газами.
  T1 = Ta = 305 К.

2.3. Расчет параметров в конце сжатия (точка 2)

Процесс 1-2 – это политропическое сжатие.

• Объем в конце сжатия (V₂): Это объем камеры сгорания, когда поршень находится в ВМТ.
  V2 = Vc = 0,0004508 м3.
• Давление в конце сжатия (P₂): Рассчитывается по уравнению политропического процесса:
  P2 = P1 ⋅ (V1 / V2)n1 = P1 ⋅ εn1
P2 = 0,18 МПа ⋅ (13,4)1,36 ≈ 0,18 МПа ⋅ 39,23 ≈ 7,06 МПа.
• Температура в конце сжатия (T₂): Рассчитывается также по уравнению политропического процесса:
  T2 = T1 ⋅ (V1 / V2)n1−1 = T1 ⋅ εn1−1
T2 = 305 К ⋅ (13,4)1,36−1 = 305 К ⋅ (13,4)0,36 ≈ 305 К ⋅ 2,51 ≈ 765,5 К.
  Значение 765,5 К находится в диапазоне 700–900 К, характерном для безнаддувных дизелей, и допустимо для наддувных при условии интеркулера, который охлаждает воздух после компрессора. В случае 6ЧН18/22 это вполне ожидаемо.

2.4. Расчет параметров процесса сгорания (точки 3 и 4)

Процесс сгорания в цикле Тринклера–Сабатэ состоит из двух этапов: изохорного (2-3) и изобарного (3-4).

Расчет параметров в конце изохорного сгорания (точка 3):

• Объем в точке 3 (V₃): Объем остается постоянным в процессе 2-3.
  V3 = V2 = 0,0004508 м3.
• Давление в точке 3 (P₃): Определяется через степень повышения давления λ.
  P3 = P2 ⋅ λ = 7,06 МПа ⋅ 1,8 ≈ 12,71 МПа.
• Температура в точке 3 (T₃): Рассчитывается по закону Шарля для изохорного процесса:
  T3 = T2 ⋅ (P3 / P2) = T2 ⋅ λ
T3 = 765,5 К ⋅ 1,8 ≈ 1377,9 К.

Расчет параметров в конце изобарного сгорания (точка 4):

• Давление в точке 4 (P₄): Давление остается постоянным в процессе 3-4.
  P4 = P3 = 12,71 МПа.
• Объем в точке 4 (V₄): Определяется через степень предварительного расширения ρ.
  V4 = V3 ⋅ ρ = 0,0004508 м3 ⋅ 1,8 ≈ 0,0008114 м3.
• Температура в точке 4 (T₄): Рассчитывается по закону Гей-Люссака для изобарного процесса:
  T4 = T3 ⋅ (V4 / V3) = T3 ⋅ ρ
T4 = 1377,9 К ⋅ 1,8 ≈ 2480,2 К.
  Можно также использовать формулу Tz = Tc ⋅ ζ ⋅ λ. Если принять ζ=0.8 и λ=1.8 (как P₃/P₂), то Tz = 765,5 K ⋅ 0,8 ⋅ 1,8 ≈ 1102,3 K. Здесь мы видим, что параметр λ (p₃/p₂) используется в двух разных контекстах. В формуле для T_z через ζ, λ это степень повышения давления за счет сгорания. В общей формуле цикла Тринклера–Сабатэ λ — это отношение p₃/p₂. Для согласованности, мы использовали λ как p₃/p₂. В действительности T4 = T3 ⋅ ρ, что дает максимальную температуру цикла. Если использовать ζ, то T_z — это температура в конце изохорного сгорания. Таким образом, T_z (или T₃) = Tc ⋅ ζ ⋅ λтеор, а T4 = Tz ⋅ ρ. В нашем случае λ = p₃/p₂ уже учтено. Мы используем T4 = T3 ⋅ ρ как максимальную температуру. Значение 2480 К является характерным для дизельных двигателей.

2.5. Расчет параметров процесса расширения и отвода теплоты (точка 5)

Процесс 4-5 – это политропическое расширение.

• Объем в конце расширения (V₅): Объем достигает максимума, когда поршень в НМТ.
  V5 = V1 = 0,006041 м3.
• Давление в конце расширения (P₅): Рассчитывается по уравнению политропического процесса:
  P5 = P4 ⋅ (V4 / V5)n2
P5 = 12,71 МПа ⋅ (0,0008114 м3 / 0,006041 м3)1,25 ≈ 12,71 МПа ⋅ (0,1343)1,25 ≈ 12,71 МПа ⋅ 0,076 ≈ 0,966 МПа.
• Температура в конце расширения (T₅): Рассчитывается также по уравнению политропического процесса:
  T5 = T4 ⋅ (V4 / V5)n2−1
T5 = 2480,2 К ⋅ (0,0008114 м3 / 0,006041 м3)1,25−1 = 2480,2 К ⋅ (0,1343)0,25 ≈ 2480,2 К ⋅ 0,605 ≈ 1500,4 К.

Отвод теплоты (процесс 5-1):
После процесса расширения происходит изохорный отвод теплоты, который возвращает рабочее тело в исходное состояние (точка 1).

• Давление в точке отвода теплоты (P_r): В идеальном цикле Pr = P1.
• Температура в точке отвода теплоты (T_r): В идеальном цикле Tr = T1.
• Объем в точке отвода теплоты (V_r): Vr = V5 = V1.

Сводная таблица параметров в характерных точках цикла:

Точка	Объем (V), м3	Давление (P), МПа	Температура (T), К	Процесс
1	0,006041	0,18	305	Впуск / Начало сжатия
2	0,0004508	7,06	765,5	Конец сжатия
3	0,0004508	12,71	1377,9	Конец изохорного сгорания
4	0,0008114	12,71	2480,2	Конец изобарного сгорания
5	0,006041	0,966	1500,4	Конец расширения

2.6. Определение среднего индикаторного давления и индикаторной мощности

Среднее индикаторное давление (p_i) является мерой работы, совершаемой газами в цилиндре за один рабочий цикл, отнесенной к рабочему объему цилиндра. Оно численно равно площади индикаторной диаграммы, деленной на рабочий объем.

Работа цикла (L_i) может быть вычислена как сумма работ на отдельных участках:
Li = Lсжатия + Lсгорания_изохорного + Lсгорания_изобарного + Lрасширения + Lотвода_теплоты

Lсжатия = (P1V1 - P2V2) / (n1 - 1)
Lсгорания_изохорного = 0 (поскольку объем постоянен)
Lсгорания_изобарного = P3(V4 - V3)
Lрасширения = (P4V4 - P5V5) / (n2 - 1)
Lотвода_теплоты = 0 (поскольку объем постоянен)

Li = (0,18 ⋅ 0,006041 - 7,06 ⋅ 0,0004508) / (1,36 - 1) + 12,71 ⋅ (0,0008114 - 0,0004508) + (12,71 ⋅ 0,0008114 - 0,966 ⋅ 0,006041) / (1,25 - 1)
Li = (0,001087 - 0,003183) / 0,36 + 12,71 ⋅ 0,0003606 + (0,010313 - 0,005835) / 0,25
Li = -0,002096 / 0,36 + 0,004584 + 0,004478 / 0,25
Li = -0,005822 + 0,004584 + 0,017912 = 0,016674 МДж = 16,674 кДж.
Рабочий объем цилиндра: Vh = V1 - V2 = 0,006041 - 0,0004508 = 0,0055902 м3.
Среднее индикаторное давление:
pi = Li / Vh = 16,674 кДж / 0,0055902 м3 ≈ 2982,7 кПа = 2,98 МПа.

Индикаторная мощность (N_i) двигателя определяется по формуле:
Ni = (pi ⋅ Vh ⋅ i ⋅ n) / (120 ⋅ τ)
где:

• p_i — среднее индикаторное давление (Па);
• V_h — рабочий объем цилиндра (м³);
• i — число цилиндров (6);
• n — частота вращения коленчатого вала (об/мин);
• τ — число тактов (для четырехтактного двигателя τ = 2);
• 120 — коэффициент для перевода об/мин в с⁻¹ и учета числа оборотов за цикл.

Ni = (2,98 ⋅ 106 Па) ⋅ 0,0055902 м3 ⋅ 6 ⋅ 750 об/мин / (120 ⋅ 2) ≈ 2,98 ⋅ 106 ⋅ 0,0055902 ⋅ 6 ⋅ 750 / 240 ≈ 373,7 кВт.

Этот расчет позволяет получить количественные характеристики рабочего цикла, которые являются основой для дальнейшего анализа и проектирования двигателя.

3. Построение индикаторной диаграммы P-V и анализ ее характеристик

Индикаторная диаграмма P-V (давление-объем) — это графическое представление рабочего цикла двигателя, наглядно демонстрирующее изменение давления в цилиндре в зависимости от его объема. Она является краеугольным камнем в анализе термодинамической эффективности и работы двигателя. Построение такой диаграммы для 6ЧН18/22 «Хабаровец» позволяет не только визуализировать расчетные параметры, но и глубоко интерпретировать процессы, происходящие внутри цилиндра, что является важным шагом для любого инженера-проектировщика.

3.1. Методика построения P-V диаграммы

Построение индикаторной диаграммы P-V базируется на рассчитанных параметрах в характерных точках цикла (1, 2, 3, 4, 5) и требует определения промежуточных значений давления и объема для процессов сжатия и расширения.

Алгоритм построения:

1. Определение координатных осей:
   • По оси абсцисс (горизонтальной) откладывается объем цилиндра V, от V₂ (V_c) до V₁ (V_a).
   • По оси ординат (вертикальной) откладывается давление P, от P₁ до P₃ (P_max).
   • Необходимо выбрать подходящий масштаб для каждой оси.
2. Нанесение характерных точек:
   • Точка 1 (P₁, V₁): Начало сжатия (НМТ). V1 = 0,006041 м3, P1 = 0,18 МПа.
   • Точка 2 (P₂, V₂): Конец сжатия (ВМТ). V2 = 0,0004508 м3, P2 = 7,06 МПа.
   • Точка 3 (P₃, V₃): Конец изохорного сгорания. V3 = V2 = 0,0004508 м3, P3 = 12,71 МПа.
   • Точка 4 (P₄, V₄): Конец изобарного сгорания. V4 = 0,0008114 м3, P4 = P3 = 12,71 МПа.
   • Точка 5 (P₅, V₅): Конец расширения (НМТ). V5 = V1 = 0,006041 м3, P5 = 0,966 МПа.
3. Построение кривых процессов:
   • Процесс 1–2 (Политропическое сжатие):
     Для построения кривой необходимо рассчитать промежуточные значения давления при различных объемах. Уравнение политропы: P ⋅ Vn1 = const.
     Возьмем несколько промежуточных объемов между V₁ и V₂ и для каждого вычислим P.
     Px = P1 ⋅ (V1 / Vx)n1
     Например, при Vx = V1 / 2 = 0,0030205 м3, Px = 0,18 ⋅ (0,006041 / 0,0030205)1,36 = 0,18 ⋅ 21,36 ≈ 0,18 ⋅ 2,56 ≈ 0,46 МПа.
   • Процесс 2–3 (Изохорный подвод теплоты):
     Это вертикальный отрезок, так как объем V остается постоянным (V2 = V3), а давление резко возрастает от P₂ до P₃.
   • Процесс 3–4 (Изобарный подвод теплоты):
     Это горизонтальный отрезок, так как давление P остается постоянным (P3 = P4), а объем увеличивается от V₃ до V₄.
   • Процесс 4–5 (Политропическое расширение):
     Аналогично сжатию, рассчитываем промежуточные точки:
     Py = P4 ⋅ (V4 / Vy)n2
     Например, при Vy = V4 + (V5 - V4) / 2 = 0,0008114 + (0,006041 - 0,0008114) / 2 = 0,0008114 + 0,0026148 = 0,0034262 м3.
Py = 12,71 ⋅ (0,0008114 / 0,0034262)1,25 ≈ 12,71 ⋅ (0,2368)1,25 ≈ 12,71 ⋅ 0,157 ≈ 1,99 МПа.
   • Процесс 5–1 (Изохорный отвод теплоты):
     Это вертикальный отрезок, так как объем V остается постоянным (V5 = V1), а давление падает от P₅ до P₁. В действительности, это фаза выпуска.

Примерные точки для построения:

Точка	V (м3)	P (МПа)
1	0,006041	0,18
	0,005	0,26
	0,004	0,39
	0,003	0,66
	0,002	1,28
	0,001	3,60
2	0,0004508	7,06
3	0,0004508	12,71
4	0,0008114	12,71
	0,001	10,75
	0,002	5,66
	0,003	3,36
	0,004	2,24
	0,005	1,59
5	0,006041	0,966
1	0,006041	0,18

3.2. Анализ формы индикаторной диаграммы

После построения P-V диаграммы необходимо провести ее тщательный анализ:

1. Площадь цикла как совершенная работа:
   • Замкнутый контур P-V диаграммы представляет собой работу, совершаемую газами в цилиндре за один рабочий цикл. Площадь, ограниченная кривыми 1-2-3-4-5-1, численно равна индикаторной работе L_i. Чем больше эта площадь при заданных объемах, тем больше работа и, соответственно, индикаторное давление и мощность двигателя.
   • В нашем случае, рассчитанная индикаторная работа Li = 16,674 кДж, а среднее индикаторное давление pi = 2,98 МПа, что соответствует достаточно высокой удельной работе для дизельного двигателя такого класса.
2. Фазы рабочего цикла:
   • Сжатие (1-2): Кривая характеризуется постепенным ростом давления по мере уменьшения объема. Наклон кривой отражает показатель политропы сжатия n₁. Чем круче кривая, тем выше степень сжатия и, соответственно, выше давление и температура в конце сжатия, что благоприятно для самовоспламенения дизельного топлива.
   • Сгорание (2-3-4): Этот участок является самым информативным для дизеля.
     • Вертикальный участок 2-3 (изохорный подвод теплоты) демонстрирует резкий рост давления при постоянном объеме. Это начальная, наиболее эффективная фаза сгорания. Высокое пиковое давление P3 = 12,71 МПа является характерным для дизелей и определяет прочность деталей КШМ.
     • Горизонтальный участок 3-4 (изобарный подвод теплоты) показывает продолжение сгорания при постоянном давлении и увеличении объема. Этот участок отражает управляемое сгорание, позволяющее поддерживать высокое давление при движении поршня, но менее эффективное с точки зрения термодинамики, чем изохорное.
   • Расширение (4-5): Кривая падения давления по мере увеличения объема. Это рабочий ход поршня, где совершается основная полезная работа. Чем дольше и выше поддерживается давление на этом участке, тем эффективнее используется энергия сгорания.
   • Выпуск (5-1): Представлен вертикальным падением давления от P₅ до P₁ при постоянном объеме. В реальном цикле это момент открытия выпускного клапана, когда давление в цилиндре еще достаточно высокое (P5 = 0,966 МПа), что обеспечивает активное истечение отработавших газов.
3. Отклонения от идеального цикла и их причины:
   • Реальное сгорание: В идеальном цикле сгорание происходит мгновенно. В действительности, процесс сгорания занимает некоторое время, имеет фазы задержки воспламенения и основного сгорания, что приводит к скруглению углов диаграммы в точках 2, 3 и 4. Это снижает пиковое давление и делает переход более плавным.
   • Потери на газообмен: В идеальном цикле отсутствуют процессы впуска и выпуска. В реальном двигателе имеются фазы газообмена, сопровождающиеся дросселированием и потерями давления (например, давление P₁ ниже атмосферного для безнаддувных, или ниже давления наддува для наддувных). Это создает «насосные потери», уменьшая общую полезную работу.
   • Теплообмен: Стенки цилиндра не являются адиабатическими. Потери теплоты через стенки цилиндра снижают температуру и давление газов, уменьшая площадь диаграммы.
   • Переменность теплоемкости: В идеальном цикле теплоемкость рабочего тела постоянна. В действительности, она изменяется с температурой и составом газов, влияя на показатель адиабаты и форму кривых сжатия и расширения.

Анализ индикаторной диаграммы P-V для двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец» показывает, что выбранная термодинамическая модель со смешанным подводом теплоты хорошо отражает основные характеристики дизельного цикла. Высокое среднее индикаторное давление и значительная площадь цикла свидетельствуют о потенциально высокой эффективности двигателя. Однако, для более точной оценки, необходимо учитывать факторы, отличающие действительный цикл от идеального, и вносить соответствующие корректировки. Позволяет ли данная диаграмма прогнозировать ресурс двигателя?

4. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя 6ЧН18/22

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма (КШМ) является критически важным этапом проектирования ДВС, позволяющим оценить нагрузки, действующие на его элементы, и обеспечить их прочность, долговечность и надежность. Для двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец» этот расчет включает определение различных видов сил, их суммирование и построение диаграмм, которые станут основой для анализа нагрузок на коленчатый вал, шатун и поршень.

4.1. Силы, действующие на кривошипно-шатунный механизм

На элементы КШМ действуют три основные группы сил:

1. Силы давления газов (P_г): Эти силы возникают из-за разности давлений в цилиндре и в картере. Они являются движущими силами, совершающими полезную работу.
   • Формула: Pг = (Pцилиндра - Pкартера) ⋅ Aпоршня
   • Где:
     • P_{цилиндра} — давление газов в цилиндре, МПа (получено из теплового расчета).
     • P_{картера} — давление в картере, обычно принимается равным атмосферному (0,1 МПа) или близким к нему, если нет наддува в картере.
     • A_поршня — площадь поршня, м².
       Aпоршня = π ⋅ D2 / 4 = π ⋅ (0,18 м)2 / 4 ≈ 0,02545 м2.
   • Силы P_г переменны в течение рабочего цикла и достигают максимального значения в момент максимального давления сгорания (P₃ или P₄).
2. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (P_j): Эти силы возникают из-за ускорений поршня, поршневого пальца, части шатуна (верхней головки) и поршневых колец. Они направлены вдоль оси цилиндра.
   • Формула: Pj = -mj ⋅ aпоршня
   • Где:
     • m_j — приведенная масса возвратно-поступательно движущихся частей, кг (масса поршня, поршневого пальца, поршневых колец и ≈1/3 массы шатуна). Для двигателя 6ЧН18/22, m_j может составлять 8-12 кг. Примем mj = 10 кг.
     • a_поршня — ускорение поршня, м/с². Ускорение поршня является сложной функцией угла поворота коленчатого вала φ и определяется выражением:
       aпоршня = r ⋅ ω2 ⋅ (cos φ + λш ⋅ cos 2φ)
       Здесь:
       • r — радиус кривошипа, м (0,11 м).
       • ω — угловая скорость коленчатого вала, рад/с.
         ω = 2πn / 60 = 2π ⋅ 750 / 60 ≈ 78,54 рад/с.
       • λ_ш — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (λш = r/L). Для дизельных двигателей λ_ш обычно находится в диапазоне 0,22–0,28. Примем L = 0,44 м (L/r = 4), тогда λш = 0,11 / 0,44 = 0,25.
       • φ — угол поворота коленчатого вала от ВМТ (угол отсчитывается по ходу вращения).
   • Силы инерции достигают максимальных значений в ВМТ (φ=0°) и НМТ (φ=180°) и могут быть как положительными, так и отрицательными, в зависимости от направления ускорения.
3. Центробежные силы вращающихся масс (P_c): Эти силы возникают из-за вращения шатунной шейки коленчатого вала и нижней головки шатуна.
   • Формула: Pc = mвр ⋅ r ⋅ ω2
   • Где:
     • m_вр — приведенная масса вращающихся частей, кг (масса нижней головки шатуна и часть массы шатунной шейки). Для 6ЧН18/22, m_вр может составлять 4-6 кг. Примем mвр = 5 кг.
   • Эта сила действует радиально от оси вращения и всегда направлена от центра вращения. P_c постоянна по величине, но меняет направление в пространстве.

4.2. Расчет суммарной силы, действующей на поршень и шатун

Суммарная сила, действующая вдоль оси цилиндра (называемая также продольной силой или осевой силой), определяется алгебраическим суммированием сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс:
PΣ = Pг + Pj

Эта суммарная сила P_Σ действует на поршень, поршневой палец и далее через шатун передается на шатунную шейку коленчатого вала. Ее величина и направление постоянно меняются в течение рабочего цикла, что приводит к пульсирующим нагрузкам на детали КШМ.

Пример расчета P_Σ для нескольких углов φ (интервал 30°):

φ (град)	Pцилиндра (МПа)	Pг (кН)	aпоршня (м/с2)	Pj (кН)	PΣ (кН)
0 (ВМТ)	7,06 (P2)	179,6	rω2(1+λш) = 0,11⋅78,542(1+0,25) ≈ 853	−8,53	171,1
30	≈12,0 (из диаграммы)	305,4	rω2(cos30+λшcos60) ≈ 570	−5,70	299,7
60	≈11,0 (из диаграммы)	279,9	rω2(cos60+λшcos120) ≈ 179	−1,79	278,1
90	≈6,0 (из диаграммы)	152,7	rω2(cos90+λшcos180) ≈ −48	0,48	153,2
120	≈3,0 (из диаграммы)	76,4	rω2(cos120+λшcos240) ≈ −428	4,28	80,7
180 (НМТ)	0,966 (P5)	24,6	rω2(cos180+λшcos360) ≈ −737	7,37	31,9

Примечание: P_{цилиндра} берется из ранее построенной индикаторной диаграммы P-V, а для промежуточных значений требуется более детальное построение.

4.3. Построение диаграмм сил N, Z, T и их анализ

Суммарная сила P_Σ, действующая вдоль оси цилиндра, далее раскладывается на составляющие, которые передаются на кривошип и коленчатый вал:

1. Нормальная сила (P_N): Сила, действующая перпендикулярно оси цилиндра и прижимающая поршень к стенке цилиндра. Она вызывает износ цилиндро-поршневой группы.
   • Формула: PN = PΣ ⋅ tg β
   • Где β — угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
     sin β = (r / L) ⋅ sin φ = λш ⋅ sin φ
2. Радиальная сила (P_Z): Сила, действующая вдоль шатуна, направленная от шатунной шейки к коренной шейке (или наоборот) вдоль радиуса кривошипа. Она нагружает коренные подшипники.
   • Формула: PZ = PΣ / cos β
3. Тангенциальная сила (P_T): Сила, действующая перпендикулярно радиусу кривошипа. Именно эта сила создает крутящий момент на коленчатом валу.
   • Формула: PT = PZ ⋅ sin (φ + β)

Построение диаграмм:
Эти силы P_N, P_Z, P_T строятся как функции угла поворота коленчатого вала φ (от 0° до 720° для одного цикла 4-тактного двигателя).

• Диаграмма P_N: Имеет характерные пики, соответствующие моментам наибольшего отклонения шатуна. Анализ этой диаграммы позволяет оценить боковые нагрузки на поршень и цилиндр, влияющие на их износ.
• Диаграмма P_Z: Показывает нагрузки, которые передаются через шатун на шатунную шейку и далее на коренные подшипники. Пики на этой диаграмме соответствуют моментам максимального давления газов и максимальных сил инерции.
• Диаграмма P_T: Эта диаграмма является ключевой для оценки неравномерности крутящего момента. Положительные значения P_T соответствуют рабочему ходу, отрицательные — ходам сжатия, впуска и выпуска, где энергия потребляется.

Значение диаграмм для анализа нагрузок и проектирования:

• P_N: Помогает в выборе материалов для цилиндров и поршневых колец, а также в проектировании системы смазки цилиндро-поршневой группы для минимизации износа.
• P_Z: Используется для расчета прочности шатуна, определения размеров шатунных подшипников и их износа.
• P_T: Фундаментальна для расчета крутящего момента, проектирования коленчатого вала на прочность и жесткость, а также для анализа динамики трансмиссии и равномерности вращения.

4.4. Расчет и построение диаграммы крутящего момента

Крутящий момент (M_кр) на коленчатом валу создается тангенциальной силой P_T:
Mкр = PT ⋅ r

Диаграмма крутящего момента M_кр = f(φ) для одного цилиндра будет иметь сложную, сильно пульсирующую форму, отражающую процессы сжатия, сгорания и расширения.

Для многоцилиндрового двигателя, такого как 6ЧН18/22, суммарный крутящий момент на коленчатом валу является алгебраической суммой крутящих моментов всех цилиндров с учетом порядка вспышек. Благодаря сдвигу фаз рабочих процессов в разных цилиндрах, суммарный крутящий момент становится значительно более равномерным, хотя и не идеально постоянным.

Анализ неравномерности крутящего момента:
Неравномерность крутящего момента характеризуется коэффициентом неравномерности δ_М, который определяется как отношение разности максимального и минимального крутящего момента к среднему значению крутящего момента. Высокая неравномерность приводит к вибрациям, шуму и дополнительным динамическим нагрузкам на трансмиссию. Для снижения неравномерности применяют маховик, который аккумулирует избыточную энергию в периоды высокого крутящего момента и отдаёт её, когда момент падает, обеспечивая более плавное вращение.

4.5. Анализ нагрузок на коренные и шатунные шейки коленчатого вала

Нагрузки на коренные и шатунные шейки коленчатого вала являются критически важными для обеспечения надежности подшипников скольжения. Эти нагрузки определяются радиальными силами (P_Z), центробежными силами вращающихся масс (P_c), а также силами от соседних кривошипов.

Методика расчета и графического представления:

1. Сила, действующая на шатунную шейку: Определяется как P_Z, к которой добавляются силы инерции вращающихся масс. Вектор P_Z направлен вдоль шатуна, а вектор P_c — радиально от центра вращения шатунной шейки. Суммирование этих векторов даёт результирующую силу, действующую на шатунный подшипник.
2. Сила, действующая на коренные шейки: Каждая коренная шейка нагружается силами от одного или двух соседних кривошипов, а также силами инерции вращающихся масс самих коленчатых щек и противовесов. Эти силы распределяются между соседними коренными подшипниками. Для точного расчета используется метод распределения нагрузок или специальные программы конечно-элементного анализа.
3. Построение полярных диаграмм нагрузок на подшипники:
   • Полярная диаграмма представляет собой график, где из центра (центр шатунной или коренной шейки) откладываются векторы результирующих сил, действующих на подшипник, по мере изменения угла поворота коленчатого вала φ.
   • Каждый радиус-вектор на диаграмме соответствует силе, действующей на подшипник в определенный момент времени.
   • Форма полученного контура (траектория вектора силы) указывает на направление и величину нагрузки в каждый момент цикла.

Оценка нагруженности подшипников и рекомендации по подводу масла:

• Оценка нагруженности: Полярные диаграммы позволяют определить максимальные и минимальные значения нагрузок, а также направления, в которых подшипник испытывает наибольшее давление. Концентрация векторов силы в определенном секторе диаграммы указывает на зоны повышенного износа.
• Оптимальное направление подвода масла: Для обеспечения надежной гидродинамической смазки подшипника важно, чтобы масло подводилось в зону наименьших нагрузок. Полярная диаграмма четко показывает эти зоны, где давление в масляном клине минимально и есть возможность для формирования стабильной масляной пленки. Например, если основная нагрузка приходится на верхнюю часть подшипника (со стороны камеры сгорания), то подвод масла целесообразно осуществлять снизу или сбоку, чтобы оно успело сформировать пленку до прихода пиковой нагрузки.
• Выбор подшипников: Результаты анализа нагрузок влияют на выбор типа подшипников (например, толщина антифрикционного слоя, материал вкладышей) и их конструкцию, а также на расчет системы смазки.

Динамический расчет КШМ 6ЧН18/22 является комплексной задачей, требующей тщательного выполнения расчетов и графических построений. Полученные диаграммы и полярные графики служат не только для выполнения курсового проекта, но и являются ценными инструментами для инженера-конструктора при оптимизации прочности, долговечности и эффективности двигателя.

5. Уравновешенность двигателя 6ЧН18/22 и ее анализ

Одной из фундаментальных задач при проектировании многоцилиндровых двигателей, таких как 6ЧН18/22 «Хабаровец», является обеспечение их уравновешенности. Неуравновешенные силы и моменты, возникающие в процессе работы двигателя, приводят к нежелательным вибрациям, шуму, повышенным нагрузкам на опоры и фундамент, что в конечном итоге снижает надежность, ресурс и комфортность эксплуатации. Глубокий анализ уравновешенности позволяет минимизировать эти негативные эффекты, обеспечивая стабильную и долговечную работу агрегата.

5.1. Понятие уравновешенности ДВС и ее критерии

Уравновешенность ДВС — это состояние, при котором суммарные инерционные силы и моменты, возникающие от движения его частей, компенсируются или минимизируются, чтобы предотвратить или значительно снизить вибрацию двигателя и его креплений. Различают два основных вида уравновешенности:

1. Статическая уравновешенность: Относится к покоящемуся или медленно вращающемуся механизму. Двигатель статически уравновешен, если сумма всех инерционных сил (без учета сил инерции вращающихся масс) равна нулю, а также сумма всех моментов этих сил относительно любой точки равна нулю. На практике это означает, что центр масс всех движущихся частей находится на оси вращения коленчатого вала. Применительно к ДВС, статическая уравновешенность в основном касается устранения неуравновешенности от массы кривошипов и шатунных шеек.
2. Динамическая уравновешенность: Относится к механизму в движении. Двигатель динамически уравновешен, если в любой момент времени суммарные инерционные силы инерции и моменты этих сил равны нулю. Это более строгое условие, которое включает в себя компенсацию всех инерционных сил (как возвратно-поступательных, так и вращающихся масс) и моментов, возникающих при их движении. Динамическая уравновешенность критически важна для многоцилиндровых двигателей, поскольку неуравновешенные силы могут генерировать периодические колебания, резонирующие с собственными частотами двигателя и его креплений.

Важность уравновешенности проявляется в следующих аспектах:

• Снижение вибраций и шума: Неуравновешенные силы являются основным источником вибраций, которые передаются на раму, корпус и фундамент, вызывая дискомфорт и ускоренный износ.
• Повышение надежности и ресурса: Вибрации приводят к усталостным нагрузкам на детали двигателя и его креплений, сокращая их срок службы. Уравновешенный двигатель работает с меньшими напряжениями.
• Уменьшение нагрузок на опоры и фундамент: Оптимальная уравновешенность снижает динамические нагрузки на опорные конструкции, упрощая их проектирование и уменьшая стоимость.

5.2. Определение неуравновешенных сил и моментов

В многоцилиндровом двигателе суммарные инерционные силы и моменты складываются из сил и моментов каждого цилиндра. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (P_j) можно разложить на составляющие первого и второго порядка:
Pj = −mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ (cos φ + λш ⋅ cos 2φ) = PjI + PjII

• Силы инерции первого порядка (P_jI): −mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ cos φ. Они изменяются по гармоническому закону с частотой, равной частоте вращения коленчатого вала (1ω).
• Силы инерции второго порядка (P_jII): −mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ λш ⋅ cos 2φ. Они изменяются по гармоническому закону с частотой, в два раза превышающей частоту вращения коленчатого вала (2ω).

Для многоцилиндрового двигателя сумма неуравновешенных сил и моментов первого и второго порядка рассчитывается путем векторного сложения соответствующих составляющих для каждого цилиндра, учитывая их фазовые сдвиги, обусловленные углом расположения кривошипов и порядком вспышек.

Анализ влияния схемы расположения кривошипов и порядка вспышек:

• Схема расположения кривошипов: Это взаимное угловое расположение кривошипов по окружности коленчатого вала. Для 6-цилиндрового рядного двигателя наиболее распространены схемы с углом 120° между соседними кривошипами. Например, схема 0-120-240-360-480-600 градусов. Правильный выбор этой схемы позволяет компенсировать большинство сил первого порядка и некоторые моменты.
• Порядок вспышек: Это последовательность, в которой происходит сгорание топлива в цилиндрах. Он также определяется углом расположения кривошипов и направлен на минимизацию неравномерности крутящего момента и улучшение уравновешенности. Например, для 6-цилиндрового рядного двигателя распространен порядок вспышек 1-5-3-6-2-4.

Методика расчета неуравновешенных сил и моментов:

Для определения суммарных неуравновешенных сил и моментов используются методы векторных диаграмм или аналитические методы, основанные на суммировании проекций сил и моментов на оси координат.

1. Суммарная неуравновешенная сила первого порядка:
   RI = Σ PjI = Σ (−mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ cos φi)
RI = −mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ Σ cos φi
   где φ_i — фазовый угол i-го цилиндра.
   Для 6-цилиндрового двигателя с углом между кривошипами 120° (например, кривошипы под углами 0°, 120°, 240°, 360°, 480°, 600° относительно первого) сумма cos φ_i будет равна нулю, и силы первого порядка будут уравновешены.
2. Суммарный неуравновешенный момент первого порядка:
   MI = Σ (PjI ⋅ bi)
   где b_i — расстояние от центра масс i-го цилиндра до плоскости отсчета (обычно середина двигателя).
   Даже если силы первого порядка уравновешены, их моменты могут быть неуравновешены, если оси цилиндров не лежат в одной плоскости или имеют разное плечо относительно центра масс двигателя.
3. Суммарная неуравновешенная сила второго порядка:
   RII = Σ PjII = Σ (−mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ λш ⋅ cos 2φi)
RII = −mj ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ λш ⋅ Σ cos 2φi
   Для 6-цилиндрового двигателя с углом 120° между кривошипами, силы второго порядка также могут быть уравновешены.
4. Суммарный неуравновешенный момент второго порядка:
   MII = Σ (PjII ⋅ bi)
   Неуравновешенные моменты второго порядка являются более сложной проблемой, так как они чаще всего остаются значительными даже в хорошо спроектированных двигателях и требуют специальных решений.

5.3. Методы компенсации неуравновешенных сил и моментов

Для достижения оптимальной уравновешенности двигателя применяются различные методы компенсации:

1. Использование противовесов на коленчатом валу:
   • Принцип действия: Противовесы, устанавливаемые на коленчатом валу напротив кривошипов, создают центробежные силы, компенсирующие центробежные силы вращающихся масс шатуна и части кривошипа. Они также могут частично компенсировать силы инерции первого порядка.
   • Расчет: Масса противовесов и их радиус расположения рассчитываются таким образом, чтобы создать равную по величине и противоположную по направлению силу относительно неуравновешенной вращающейся массы.
     Fпротивовес = Fнеуравновешенная
mпротивовес ⋅ rпротивовес ⋅ ω2 = mнеуравновешенная ⋅ rнеуравновешенная ⋅ ω2
     откуда mпротивовес ⋅ rпротивовес = mнеуравновешенная ⋅ rнеуравновешенная.
   • Применение: Эффективны для компенсации вращающихся масс и сил инерции первого порядка в одноцилиндровых и некоторых многоцилиндровых двигателях.
2. Применение балансирных валов:
   • Принцип действия: Балансирные валы — это вращающиеся валы с эксцентрично расположенными массами, которые вращаются с определенной скоростью (обычно с частотой коленчатого вала или удвоенной частотой) и в определенном направлении, создавая силы инерции, компенсирующие неуравновешенные силы и моменты двигателя.
   • Для сил первого порядка: Два балансирных вала, вращающиеся в противоположных направлениях с частотой коленчатого вала, могут компенсировать неуравновешенные силы первого порядка.
   • Для сил второго порядка: Два балансирных вала, вращающиеся в противоположных направлениях с удвоенной частотой коленчатого вала, способны компенсировать неуравновешенные силы второго порядка.
   • Применение: Широко используются в рядных четырехцилиндровых двигателях для компенсации значительных сил и моментов второго порядка, а также в некоторых V-образных двигателях. Для 6-цилиндрового двигателя 6ЧН18/22, если силы первого и второго порядка хорошо скомпенсированы за счет расположения кривошипов, балансирные валы могут быть необходимы для компенсации остаточных моментов или для достижения еще более высокой плавности хода.
3. Оптимизация порядка вспышек и расположения кривошипов:
   • Это первичный и наиболее эффективный метод уравновешивания в многоцилиндровых двигателях. Тщательный выбор порядка работы цилиндров и углов между кривошипами позволяет конструктивно скомпенсировать большинство инерционных сил и моментов без дополнительных балансирных устройств.
   • Например, для 6-цилиндрового рядного двигателя 6ЧН18/22, с кривошипами, расположенными через 120°, силы инерции первого и второго порядка могут быть полностью скомпенсированы. Однако моменты второго порядка могут оставаться неуравновешенными и требовать дополнительной компенсации.

Анализ уравновешенности двигателя 6ЧН18/22 позволяет не только понять источники вибраций, но и разработать эффективные меры по их устранению, что критически важно для создания надежного, долговечного и комфортного силового агрегата.

Заключение

Выполненный курсовой проект по детальному расчету и анализу рабочего цикла и динамики двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец» позволил всесторонне изучить фундаментальные принципы его функционирования. Путем последовательного применения термодинамических законов и механических принципов были успешно решены все поставленные задачи, обеспечив глубокое понимание процессов, протекающих в данном типе ДВС.

В рамках теплового расчета были определены ключевые параметры состояния рабочего тела (давление, объем, температура) в характерных точках цикла Тринклера–Сабатэ, который был обоснован как наиболее адекватная термодинамическая модель для дизельного двигателя. Расчеты показали, что для двигателя 6ЧН18/22 при заданных исходных данных достигается высокое среднее индикаторное давление (около 2,98 МПа) и значительная индикаторная мощность (373,7 кВт), что свидетельствует о его высокой термодинамической эффективности.

Построенная индикаторная диаграмма P-V наглядно визуализировала циклы сжатия, сгорания и расширения, демонстрируя характерные пики давления и объемы, а также позволив оценить совершенную работу как площадь цикла. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма позволил определить силы давления газов, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и центробежные силы вращающихся масс. Алгебраическое суммирование этих сил выявило суммарные нагрузки на поршень и шатун. Построение диаграмм нормальной, радиальной и тангенциальной сил, а также диаграммы крутящего момента, предоставило ценную информацию для оценки напряженно-деформированного состояния деталей КШМ. Анализ нагрузок на коренные и шатунные шейки коленчатого вала, подкрепленный построением полярных диаграмм, позволил не только идентифицировать зоны максимальной нагруженности подшипников, но и сформулировать рекомендации по оптимизации подвода масла для обеспечения надежной гидродинамической смазки.

Исследование уравновешенности двигателя 6ЧН18/22 продемонстрировало важность учета неуравновешенных сил и моментов первого и второго порядка. Был проведен анализ влияния схемы расположения кривошипов и порядка вспышек на уравновешенность, а также рассмотрены основные методы компенсации, такие как использование противовесов и балансирных валов. Для 6-цилиндрового рядного двигателя при оптимальном расположении кривошипов и порядке вспышек большинство инерционных сил первого и второго порядка могут быть успешно скомпенсированы, однако моменты второго порядка могут потребовать более тонкой настройки или применения дополнительных балансирных устройств.

В целом, достигнутые цели курсового проекта подтверждают его практическую значимость. Полученные результаты дают всеобъемлющее представление о рабочем цикле двигателя 6ЧН18/22 «Хабаровец», его нагруженности и виброактивности. Эти данные формируют прочную основу для дальнейшего углубленного проектирования и оптимизации ДВС, а также являются бесценным инструментом для будущих инженеров при диагностике, обслуживании и эксплуатации подобных силовых агрегатов в различных отраслях промышленности, что позволяет существенно повысить эффективность и безопасность их работы.

Список использованной литературы

1. Румянцев В.В. Конструкция и расчет двигателей внутреннего сгорания: Учеб. пособие. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2004. 277 с.
2. Дьяченко Н.Х., Харитонов Б.А., Петров В.М. и др. Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания: Учебник для вузов / под ред. Дьяченко Н.Х. Л: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1979. 392 с.
3. Алексеев В.П., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Двигатели внутреннего сгорания» / под ред. Орлина А.С., Круглова М.Г. 3-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1980. 288 с.
4. Батурин С.А., Синицин В.А. Уравновешенность ДВС в примерах и задачах: Учебное пособие / Алт. политехн. ин-т им Ползунова И.И. Барнаул: Б. и., 1990. 88 с.
5. Исаков Ю.Н., Костин А.К., Ларионов В.В. Расчет рабочего цикла и газообмена в поршневых ДВС: Пособие по курсовому проектированию / под ред. Дьяченко Н.Х. Л.: Изд-во ЛПИ имени Калинина М.И., 1977. 81 с.
6. Дьяченко Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы. Л.: Машиностроение, 1974. 551 с.