Федеральное агентство по образованию

Сыктывкарский лесной институт ( филиал )

Санкт- Петербургской государственной лесотехнической академии им. С.М.Кирова

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина

Автомобильные двигатели

Тема:

Расчёт дизельного двигателя с наддувом мощностью 80 кВт

Выполнил

Проверил

Зав. кафедрой

Сыктывкар 2009

Введение

Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах.

Являясь достаточно сложным агрегатом, любой двигатель должен вбирать в себя многие достижения постоянно развивающихся различных направлений и отраслей науки: химии и физики, гидравлики и аэродинамики, теплотехники и электроники, металлургии и сопротивления материалов, математики и вычислительной техники и т. д. и т. п.

Выполнение сегодняшних задач и движение к прогрессу требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных двигателей, глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Прогресс в автомобильной промышленности, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматривает не только количественный рост автопарка, но и значительное улучшение использования имеющихся автомобилей, повышение, культуры эксплуатации, увеличение межремонтных сроков службы.

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

В данном учебном пособии основное внимание уделено расчету вновь проектируемого двигателя. В связи с этим приводятся основные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и последующих расчетов двигателя.

При расчете двигателя обычно задаются величиной номинальной мощности или определяют ее с помощью тяговых расчетов. Номинальной мощностью (N_е) называют эффективную мощность, гарантируемую заводом изготовителем для определенных условий работы. В автомобильных и тракторных двигателях номинальная мощность равна максимальной мощности при нормальной частоте вращения коленчатого вала. Выбор или задание номинальной мощности определяется прежде всего назначением двигателя (для легкового или грузового автомобилей, трактора); его типом (бензиновый - карбюраторный или двигатель с впрыском топлива, газовый, дизель); условиями эксплуатации и т.д. Мощность современных автомобильных и тракторных двигателей колеблется в очень широких пределах - 15 - 500 кВт.

Другим важнейшим показателем двигателя является частота вращения коленчатого вала, характеризующая тип двигателя и его динамические качества. На протяжении длительного времени существовала тенденция повышения частоты вращения коленчатого вала. Результатом этого являлось снижение основных размеров двигателя, его массы и габаритов. Однако с увеличением частоты вращения возрастают инерционные силы, ухудшается наполнение цилиндров, возрастает токсичность продуктов сгорания, повышается износ деталей и узлов двигателя, снижается его срок службы. В связи с этим в 60- 80-х годах частота вращения коленчатого вала двигателей практически стабилизировалась, а для отдельных типов автомобильных двигателей даже снижалась. Однако применение бензиновых двигателей с впрыском топлива во впускную систему и непосредственно в цилиндр позволило значительно увеличивать частоту вращения коленчатого вала при снижении токсичности отработавших газов.

1. Тепловой расчет бензинового двигателя Исходные данные

Тип двигателя	Бензиновый инжектор
Тактность	4-х
Количество цилиндров	4
Расположение цилиндров	Рядный
Частота вращения КВ, (n,мин-1)	6700
Эффективная мощность, (Ne, КВт)	67
Степень сжатия, (?)	9.8
Давление компрессора, МПа	0.18
Коэффициент избытка воздуха, (?)	1,7

В соответствии с ГОСТ 305 - 82 для рассчитываемого двигателя принимаем дизельное топливо (для работы в летних условиях - марки Л и для работы в зимних условиях - марки 3).

1.1 Топливо

Средний элементарный состав дизельного топлива:

Углерод: C=0,87; Водород: H₂=0,126; Кислород: O₂=0,004.

Низшая теплота сгорания топлива

1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива.



кмоль воздуха/кг топлива

где 0,208 - объемное содержание кислорода в 1кмоль воздуха.

кг воздуха/кг топлива

где 0,23 - массовое содержание кислорода в 1кг воздуха.

Коэффициент избытка воздуха.

Уменьшение коэффициента избытка воздуха до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и, следовательно, повышает литровую мощность дизеля, но одновременно с этим значительно возрастает теплонапряженность двигателя, особенно деталей поршневой группы, увеличивается дымность выпускных газов. На дизельных двигателях применяют неразделённые камеры сгорания и разделенные с предкамерой.

Для нашего случая мы применим неразделённую камеру сгорания, так как у неё можно достичь наибольшего коэффициента избытка воздуха. Принимаем:

Количество горючей смеси

кмоль гор. смеси/кг топлива

При неполном сгорании топлива продукты сгорания представляют собой смесь углекислого газа СО, водяного пара НО, кислорода О и азота N.

Количество отдельных компонентов продуктов неполного сгорания топлива:

Углекислого газа:

кмоль СО₂/кг топлива

Водяного пара:

кмоль Н₂О/кг топлива

Кислорода:

кмоль О₂/кг топлива

Азота:

кмоль N₂/кг топлива

Общее количество продуктов неполного сгорания топлива:

кмоль сгорания/кг топлива

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Атмосферные условия МПа и К.

Температура и давление остаточных газов .

Степень сжатия 18

Температура остаточных газов:

К

МПа

1.4 Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда.

Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в дизеле без наддува может достигать . Принимаем:

Плотность заряда на впуске

где - удельная газовая постоянная воздуха, Дж/кг К

кг/м³

Потери давления на впуске

где и ,

коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра,

коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению,

средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане).

Тогда потери давления на впуске на всех скоростных режимах рассчитываются:

МПа

Давление в конце впуска:

МПа

Коэффициент остаточных газов .

Температура в конце впуска:

К

Коэффициент наполнения:

1.5 Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия к определяется по номограмме, а средний показатель политропы сжатия п принимается несколько меньше к. при работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия п.

Для дизеля без наддува К и показатель адиабаты сжатия определен по номограмме к=1,369. Принимаем п=1,370.

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

К

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):

где

кДж/(кмоль град)

б) остаточных газов - определяется методом интерполяции по таблице.

Для дизеля без наддува и :

где 24,342 и 23,937 - значения теплоемкости продуктов сгорания при 600С и при 700⁰С соответственно при взятые по таблице.

в) рабочей смеси

1.6 Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

Теплота сгорания рабочей смеси:

раб. Смеси

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания.

При неполном сгорании топлива продукты сгорания представляют собой смесь углекислого газа СО, водяного пара НО, кислорода О и азота N. При этом средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания определяется как сумма средних мольных теплоемкостей отдельных газов, входящих в смесь, по эмпирическим формулам, приведенным в таблице для интервала температур от 1501 до 2800С.

Коэффициент использования теплоты .

Коэффициент использования теплоты зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Он повышается за счет снижения потерь теплоты газов в стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. При увеличении скоростного режима снижается. Коэффициент использования теплоты для современных дизелей с неразделёнными камерами сгорания и хорошо организованным смесеобразованием можно принять для двигателей без наддува

Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11-12 МПа. В связи с этим принимаем для дизелей без наддувом .

Температура в конце видимого процесса сгорания:

или

откуда

К

Максимальное давление сгорания

МПа

Степень предварительного расширения

1.7 Процессы расширения и выпуска.

Степень последующего расширения для дизелей:

.

Средний показатель адиабаты расширения к определяется по номограмме при заданном для соответствующих значений и . На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения п с учётом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения к. Для дизельного двигателя без наддува при

Показатель адиабаты расширения определен по номограмме

к=1,279

Принимаем п=1,26

Давление в конце процесса расширения:

МПа

Температура в конце процесса расширения:

К

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

; К

Значения давлений и температур, соответствующих состоянию газов в конце такта, сведены в табл.1.

Таблица 1

Процесс	Дизельный двигатель
	T, K	P, МПа
Впуск	315,17	0,092
Сжатие	918,33	4,825
Сгорание	2273,02	9,650
Расширение	1145,90	0,349
Выпуск	767,72	0,105

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление:

Действительное среднее индикаторное давление:

где - коэффициент, учитывающий неполноту диаграммы, принят .

МПа

Индикаторный КПД:

;

Индикаторный удельный расход топлива:

;

1.9 Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для дизельных двигателей

Предварительно примем

МПа

Среднее эффективное давление

; МПа

Механический КПД

Эффективный КПД

Эффективный удельный расход топлива:

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж

где - тактность двигателя; .

Рабочий объем одного цилиндра: ,

где число цилиндров двигателя;

Диаметр и ход поршня дизеля, как правило, выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D1. Принимаем S/D = 1.

мм

Окончательно принимаем D = S =110 мм

Основные параметры и показатели двигателя определяем по окончательно принятым значениям D и S:

Площадь поршня

= 0,0095 м².

Для дизельного двигателя с ходом поршня S = 110 мм, получим значение средней скорости поршня при

:

,

Что достаточно близко (ошибка < 3%) к ранее принятому значению _п.ср.

Литраж двигателя:

л

Мощность двигателя кВт

кВт

Литровая мощность двигателя

кВт/л

Крутящий момент

Часовой расход топлива:

кг/ч

	Ne	Vл	?	n	Pe	ge	S	D	GT
Единицы измерения	кВт	л		мин-1	МПа	г/кВт.ч	мм	мм	кг/ч
	80	4,76	19	2500	0,78	257	110	110	19,31

1.11 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму двигателя строим для номинального режима работы двигателя, т.е при кВт и , аналитическим методом.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня мм в мм; масштаб давлений МПа в мм.

Отношение изменяется в пределах . Отношение для дизелей изменяется в пределах .

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

Определяем число миллиметров, соответствующих предварительному расширению:

мм

где - степень предварительного расширения.

Максимальная высота диаграммы (точки Z и Z^|) и положение точки Z по оси абсцисс:

мм

мм

Координаты характерных точек

мм; мм; мм;

мм;мм

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом.

а) политропа сжатия

Отсюда

где мм

мм.

б) политропа расширения

Отсюда мм

мм.

Результаты расчета точек политроп приведены в табл.2

Построение индикаторной диаграммы

mp	0,05	0,02 - 0,05
ms	1
Po	2	мм
Sc	6,47	мм
AB	110	мм
Az	193,01	мм
Ar	2,1	мм
Ac	96,50	мм
Ba	1,84	мм
Bb	6,98	мм
Zz	1,89	мм

Таблица 2

№ точек	OX, мм	OB/OX	Политропа сжатия	Политропа расширения
				, МПа	, мм		, МПа	, мм
1	6,5	18,0	52,447	4,83	96,5	38,16	9,65	193,0
2	17,5	6,7	13,451	1,24	24,7	10,92	2,76	55,2
3	28,5	4,1	6,890	0,63	12,7	5,90	1,49	29,8
4	39,5	3,0	4,404	0,41	8,1	3,91	0,99	19,8
5	50,5	2,3	3,145	0,29	5,8	2,87	0,73	14,5
6	61,5	1,9	2,400	0,22	4,4	2,24	0,57	11,3
7	72,5	1,6	1,916	0,18	3,5	1,82	0,46	9,2
8	83,5	1,4	1,578	0,15	2,9	1,52	0,38	7,7
9	94,5	1,2	1,332	0,12	2,5	1,30	0,33	6,6
10	116,5	1,0	1,000	0,09	1,8	1,00	0,25	5,1

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчётов. Фазы газораспределения необходимо установить с учётом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения до зарядки в пределах, принятых в расчёте. В связи с этим начало открытия впускнова клапана (точка r) устанавливается за 20 до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка a) - через 56 после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b) принимается за 56 до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а) - через 20 после прохода поршнем в.м.т. Угол опережения зажигания принимается равным 20, а продолжительность периода задержки воспламенения - ₁ = 8. Данные углы взяты по справочным данным прототипа двигателя. В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r, a, a, c, и b по формулам для перемещения поршня

где - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Принимаем = 0,28

Расчеты ординат точек r, a, a, c, и b сведены в табл. 3

Таблица 3

Обозначение точек	Положение точек			Расстояние точек от в.м.т.(АХ),мм
b	25до н.м.т.	25	0,1226	4,7
r	30до в.м.т.	30	0,1690	6,5
a	70после в.м.т.	110	1,4656	56,4
a	40после н.м.т.	40	0,2918	11,2
c	33до в.м.т.	33	0,0584	2,25
f	60до в.м.т.	120	1,6050	61,8

Положение точек c? и Z_g определяются из выражения:

P_c? = 1,2·P_c , МПа ; , мм P_zg = 0,85·P_z, МПа ; , мм

.

Соединяя плавными кривыми точки r c a, c c с и далее с z_д и кривой расширения b c b (точка b располагается обычно между точками b и а) и далее с r и r, получаем скруглённую индикаторную диаграмму raaccz_дbbr.

вой баланс двигателя

По данным теплового расчёта сосчитаем тепловой баланс, который позволяет определить тепло, превращённое в полезную эффективную работу, т.е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имеющихся потерь.

Общее количество теплоты, введенной в двигатель при номинальном скоростном режиме (все данные взяты из теплового расчета):

= 227705,95 Дж/с.

где Q_o - общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом.

Q_е - теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя за 1 с.

Q_г - теплота, потерянная с отработавшими газами.

Q_b - теплота, передаваемая охлаждающей среде.

Q_ост - неучтенные потери теплоты.

Теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя за 1 с.

Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде

, Дж/с ,

где - коэффициент пропорциональности для 4-х тактных двигателей,

- число цилиндров,

- эмпирический коэффициент,

- диаметр цилиндра, см,

- частота вращения коленчатого вала,

Принимаем m = 0,675.

= 76527,47 Дж/с.

Теплота, потерянная с отработавшими газами

где

- теплоёмкость отработавших газов (определенная по таблице методом интерполяции при = 1,4 и t_r = T_r - 273 = 775 - 273 =502 C).

- определено по таблице учебника в графе «Воздух» при t_K=T_K - 273=293 - 273=20C.

= 83061,35 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты

= -6882,87 Дж/с.

Составляющие теплового баланса дизельного двигателя без наддува представлены в табл. 4

Таблица 4

Составляющие теплового баланса	Дизель
	Q, Дж/с	q, %
1. Теплота, эквивалентная эффективной работе	75000,00	32
2. Теплота, передаваемая охлаждающей среде	76527,47	38,8
3. Теплота, унесённая с отработавшими газами	83061,35	24
4. Неучтённые потери теплоты	-6882,87	5,2
5. Общее кол-во теплоты, введённое в двигатель с топливом	227705,95	100

3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

С достаточной степенью точности внешнюю скоростную характеристику можно построить по результатам теплового расчета проведенного для четырёх режимов работы двигателя.

На основании теплового расчёта, проведённого для режима номинальной мощности, получены следующие параметры, необходимые для расчёта и построения внешней скоростной характеристики дизеля:

1. Эффективная мощность ,

2. Частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности,

3. Тактность двигателя ,

4. Удельный эффективный расход топлива .

Максимальная частота вращения коленчатого вала ограничивается: условиями качественного протекания рабочего процесса, термическим напряжением деталей, допустимой величиной инерционных усилий и т. д.; минимальная - определяется условиями устойчивой работы двигателя при полной нагрузке.

Расчетные точки кривой эффективной мощности определяются через каждые 550 мин^-1.

Расчётные точки скоростной характеристики принимаем

и т.д.

Для рассмотрения произведём расчёт только для одной точки х=1 (), а результаты расчёта для других точек занесём в табл.5.

Мощность в расчётных точках, кВт

= 12,88 кВт

Эффективный крутящий момент, Нм

=307,56 Нм.

Удельный эффективный расход топлива для дизелей, г/кВтч:

= 339,81 г/кВтч

Часовой расход топлива, кг/ч:

Параметры внешней скоростной характеристики

Таблица 5

Частота вращения коленчатого вала, мин-1	Мощность двигателя Nex, кВт	Крутящий момент Mex, Н·м	Удельный расход топлива gex , г/(кВт·ч)	Часовой расход топлива GT, кг/ч
400	12,88	307,56	339,81	4,38
900	32,43	344,14	285,71	9,27
1400	52,01	354,81	253,96	13,21
1900	67,56	339,58	244,57	16,52
2400	75,00	298,44	257,54	19,32

По скоростной характеристике определяют коэффициент приспособляемости К, представляющий собой отношение максимального крутящего момента к крутящему моменту при номинальной мощности. Этот коэффициент служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки и характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные нагрузки.

Для дизельных двигателей K = 1,05 1,20.



4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КШМ

S - ход поршня ( 110 мм);

s - путь поршня;

- угол поворота коленчатого вала;

- угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра;

R - радиус кривошипа (55 мм);

l_ш - длина шатуна;

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

- угловая скорость вращения коленчатого вала.

Рис. 3. Кинематическая схема КШМ

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

В настоящее время в автомобильных и тракторных двигателях наибольшее распространение получил центральный кривошипно-шатунного механизма.

Установлено, что с уменьшением отношения радиуса кривошипа к длине шатуна (за счёт увеличения длины шатуна) происходит снижение инерциальных и нормальных сил, но при этом увеличиваются высота и масса двигателя. В связи с этим в автомобильных и тракторных двигателях принимают

Пытаясь получить сравнительно небольшую массу и габариты двигателя примем . Тогда длина шатуна будет равна

мм

4.1 Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом определяют из соотношения:

или

Значения для выражения выбираются из таблицы [1] при и подставляется в формулу (4.2). значения перемещений поршня при различных углах сводим табл. 6.

4.2 Скорость поршня

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит от изменения угла поворота кривошипа и отношения радиуса кривошипа к длине шатуна.

Результаты сводим в табл.6

4.3 Ускорение поршня

Результаты сводим в табл.6.

Таблица 6

Угол поворота	Перемещение поршня Sx	Скорость поршня Vn	Ускорение поршня j	Угол поворота
0	0,0	0,0	4342,6	360
30	9,1	8,4	3442,8	330
60	32,7	13,5	1302,8	300
90	61,9	13,8	-868,5	270
120	87,7	10,5	-2171,3	240
150	104,4	5,4	-2574,3	210
180	110,0	0,0	-2605,6	180

5.ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КШМ

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма:

Масса поршневой группы (массы собственно поршня, поршневых колец, поршневого пальца и заглушки)

0,0095 = 2,47 кг.

Масса шатуна

0,0095= 2,85 кг

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов

0,0095= 3,04 кг

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца

2,85 = 0,78 кг

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа

2,85 = 2,07 кг

Массы,совершающие возвратно-поступательные движения

3,25 кг

Массы, совершающие вращательные движения

7,18 кг.

Удельные и полные силы инерции

Определяем значения сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс.

Полные силы

Удельные силы

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующих на кривошип

Удельные суммарные силы.

Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца:

Удельная нормальная сила (МПа)

Значения tg ? определяют для по табл. 8.2 и заносим в табл.7

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна

Удельная сила (МПа), действующая вдоль кривошипа:

Удельная тангенсальная сила (МПа)

Кн

Избыточное давление газов, приложенное к поршню, МПа

,

где PО - давление окружающей среды, PО = 0,1 МПа;

PЦ - текущее значение давления газов в цилиндре, принимается по индикаторной диаграмме, МПа.

Сила давления газов в цилиндре КШМ, кН.

Для последующих расчетов необходимо построить развернутую индикаторную диаграмму - график изменения давления газов PГ в функции угла поворота кривошипа ?. Перестроение индикаторной диаграммы (из теплового расчета рис. 1.5), в развернутую по углу ? выполняется графически по методу Брикса.

Порядок построения развернутой индикаторной диаграммы. На чертежной бумаге (формата А1) в верхнем левом углу вычерчивается в принятых масштабах индикаторная диаграмма P-V из теплового расчета (рис. 1.5), под диаграммой строят вспомогательную полуокружность радиусом

От центра полуокружности 0 в сторону НМТ откладывают поправку Брикса , получаем точу 01. Полуокружность из центра 0 делят лучами на равные части через 30°, а из точки 01 проводят линии, параллельные этим лучам. Точки пересечения этих лучей с окружностью указывают текущее положение поршня на проекции линии хода поршня. Если эти точки спроектировать до пересечения с линиями индикаторной диаграммы, то получим величину давления газов в цилиндре в зависимости от ?. Развертку индикаторной диаграммы обычно начинают от ВМТ в процессе впуска. При этом следует учесть, что на свернутой индикаторной диаграмме давление отсчитывают от абсолютного нуля, а на развернутой от PО (давление окружающей среды, 0,1 МПа). По развернутой диаграмме, через 30° угла поворота кривошипа, определяют значения ?Pr (МПа) и заносят в сводную таблицу динамического расчета (табл. 7 гр. 2). При постройке развернутой индикаторной диаграммы угол ? откладывают в выбранном масштабе M? = 3° в мм.

Все данные заносим в табл.7, на основе которых строим графики динамического расчета изменения удельных сил в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала.

Крутящий момент одного цилиндра

Н•м, (2.10)

значение М_кр.ц. заносится в гр. 15 табл. 2.2. Кривая изменения P_T в зависимости от ? является также и кривой изменения М_кр.ц , но в масштабе МН•м в мм.

Суммарный крутящий момент многоцилиндрового двигателя (М_кр) можно определить графическим методом или аналитическим. В курсовом проекте рекомендуется М_кр определить аналитическим методом.

Период изменения М_кр

где i - число цилиндров в двигателе.

Для построения кривой М_кр за период ? выполняют вычисления значений крутящих моментов для всех цилиндров двигателя, которые заносят в табл.6.1, при этом учитывают направление действия момента «+» или «-».

Таблица 6.1

?о	Цилиндры	Мкр, Н•м
	1	2	3	4
	?о кривошипа	Мкр.ц, Н•м	?о кривошипа	Мкр.ц, Н•м	?о кривошипа	Мкр.ц, Н•м	?о кривошипа	Мкр.ц, Н•м
0,0	0,0	0,0	180,0	0,0	360,0	0,0	540,0	0,0	0,0
30,0	30,0	-380,1	210,0	-177,1	390,0	1614,1	570,0	-192,5	864,4
60,0	60,0	-235,3	240,0	-333,4	420,0	537,6	600,0	-317,6	-348,6
90,0	90,0	147,6	270,0	-260,0	450,0	547,5	630,0	-186,8	248,3
120,0	120,0	287,9	300,0	23,6	480,0	471,7	660,0	197,0	980,2
150,0	150,0	177,1	330,0	-223,1	510,0	251,7	690,0	356,2	562,0
180,0	180,0	0,0	360,0	0,0	540,0	0,0	720,0	0,0	0,0

По полученным значениям строится кривая М_кр (рис 2.4,д) в масштабе М_м. По площади, заключенной под кривой М_кр определяют средний крутящий момент:

Н•м

Для проверки правильности расчетов, полученное значение М_кр.ср., сравнивают с М_кр.ср определенный в тепловом расчете

Н•м.

Примечание. Площади параболических сегментов F₁ и F₂ принимают 2/3 площади прямоугольника, имеющего то же основание и ту же высоту.

?°	?PГ, Мпа	j, м/с2	pj, Мпа	P, Мпа	Tg?	PN, Мпа		pS, Мпа		pK, Мпа		pT, Мпа	T, кН	Мкрц
0	0,012	4342,6	-1,5	-1,5	0	0,00	1	-1,5	1	-1,5	0	0,0	0	0
30	-0,015	3442,8	-1,2	-1,2	0,141	-0,17	1,01	-1,2	0,795	-0,9	0,622	-0,7	-7	-388
60	-0,015	1302,8	-0,4	-0,5	0,248	-0,11	1,03	-0,5	0,285	-0,1	0,99	-0,5	-4	-239
90	-0,015	-868,5	0,3	0,3	0,289	0,08	1,041	0,3	-0,289	-0,1	1	0,3	3	148
120	-0,015	-2171,3	0,7	0,7	0,248	0,18	1,03	0,8	-0,715	-0,5	0,742	0,5	5	283
150	-0,015	-2574,3	0,9	0,9	0,141	0,12	1,01	0,9	-0,937	-0,8	0,378	0,3	3	171
180	-0,015	-2605,6	0,9	0,9	0	0,00	1	0,9	-1	-0,9	0	0,0	0	0
210	-0,015	-2574,3	0,9	0,9	-0,141	-0,12	1,008	0,9	-0,937	-0,8	-0,378	-0,3	-3	-171
240	0,09	-2171,3	0,7	0,8	-0,248	-0,21	1,024	0,9	-0,715	-0,6	-0,742	-0,6	-6	-324
270	0,22	-868,5	0,3	0,5	-0,289	-0,15	1,032	0,5	-0,289	-0,1	-1	-0,5	-5	-271
300	0,57	1302,8	-0,4	0,1	-0,248	-0,03	1,024	0,1	0,285	0,0	-0,99	-0,1	-1	-62
330	1,49	3442,8	-1,2	0,3	-0,141	-0,04	1,008	0,3	0,795	0,2	-0,622	-0,2	-2	-102
360	2,76	4342,6	-1,5	1,3	0	0,00	1	1,3	1	1,3	0	0,0	0	0
370	9,65	4800,0	-1,6	8,0	0,049	0,39	1,001	8,0	0,977	7,8	0,216	1,7	16	904
390	4,83	3442,8	-1,2	3,6	0,141	0,51	1,008	3,7	0,795	2,9	0,622	2,3	22	1185
420	0,63	1302,8	-0,4	0,2	0,248	0,05	1,024	0,2	0,285	0,1	0,99	0,2	2	97
450	0,99	-868,5	0,3	1,3	0,289	0,37	1,032	1,3	-0,289	-0,4	1	1,3	12	672
480	0,73	-2171,3	0,7	1,5	0,248	0,36	1,024	1,5	-0,715	-1,1	0,742	1,1	10	570
510	0,46	-2574,3	0,9	1,3	0,141	0,19	1,008	1,4	-0,937	-1,3	0,378	0,5	5	265
540	0,25	-2605,6	0,9	1,1	0	0,00	1	1,1	-1	-1,1	0	0,0	0	0
570	0,06	-2574,3	0,9	0,9	-0,141	-0,13	1,008	0,9	-0,937	-0,9	-0,378	-0,4	-3	-186
600	0,06	-2171,3	0,7	0,8	-0,248	-0,20	1,024	0,8	-0,715	-0,6	-0,742	-0,6	-6	-312
630	0,06	-868,5	0,3	0,4	-0,289	-0,10	1,032	0,4	-0,289	-0,1	-1	-0,4	-3	-187
660	0,06	1302,8	-0,4	-0,4	-0,248	0,10	1,024	-0,4	0,285	-0,1	-0,99	0,4	4	200
690	0,06	3442,8	-1,2	-1,1	-0,141	0,16	1,008	-1,1	0,795	-0,9	-0,622	0,7	7	364
720	0,06	4342,6	-1,5	-1,4	0	0,00	1	-1,4	1	-1,4	0	0,0	0	0

Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала

На шатунные шейки коленчатого вала действуют две силы S и K_R, (рис. 3). Центробежная сила K_R при ? = const . Величина и направление силы S меняется в зависимости от ?. Результирующую силу, действующую на шатунную шейку определяют по формуле:

(5.18)

где

Т - тангенциальная сила (кН), (см. табл. 7. гр. 14);

Р_С - суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа:

кН

кН.

Значение и направление Р_К (МПа) принимается из табл. 7 гр.11, F_п - площадь поршня (м²).

Результирующая сила R_ш.ш. подсчитывается графическим сложением векторов Т и Р_С. Для определения R_ш.ш. для различных значений ? строится полярная диаграмма, которая строится следующим образом:

Из точки О_ш - полюса диаграммы по оси абсцисс вправо откладывают положительные силы Т, а по оси ординат вверх - отрицательные силы Р_С.

На рис. 4. показано графическое определение R_ш.ш для углов ?₁ = 30? и ?₁₃ = 390?



Рис.4 Порядок построения R_ш.ш как суммы Т и Р_С

Аналогично строятся силы и для других положений коленчатого вала, после чего концы сил R_ш.ш последовательно в порядке нарастания углов соединяют плавной кривой (рис. 5,а).



а)

б)

Рис. 5 Силы, действующие на шатунную шейку: а - полярная диаграмма; б - диаграмма нагрузки на шатунную шейку в прямоугольных координатах

Величины сил Т и Р_С при построении полярной диаграммы откладываются в выбранном масштабе. Значения R_ш.ш для различных ? заносят в табл. 8 и по ним строят диаграмму R_ш.ш в прямоугольных координатах (рис. 5,б).

Таблица 8

??		Полные силы, кН				координаты в масштабе
	Т	К	РС	Rш.ш	X	Y	Rш.ш	??
1	2	3	3	4	T	Pc
0	0,000	-14,021	-21,202	21,202	0	-42	42	0
30	-6,911	-9,113	-16,294	17,699	-14	-33	35	30
60	-4,278	-1,354	-8,535	9,547	-9	-17	19	60
90	2,684	-0,687	-7,868	8,313	5	-16	17	90
120	5,235	-4,785	-11,966	13,061	10	-24	26	120
150	3,220	-7,652	-14,833	15,178	6	-30	30	150
180	0,000	-8,338	-15,519	15,519	0	-31	31	180
210	-3,220	-7,652	-14,833	15,178	-6	-30	30	210
240	-6,061	-5,540	-12,721	14,091	-12	-25	28	240
270	-4,728	-1,210	-8,391	9,631	-9	-17	19	270
300	0,429	-0,136	-7,317	7,329	1	-15	15	300
330	-4,056	5,348	-1,833	4,451	-8	-4	9	330
360	0,000	35,282	28,102	28,102	0	56	56	360
370	14,895	67,370	60,189	62,005	30	120	124	370
390	29,348	38,696	31,515	43,064	59	63	86	390
420	9,774	3,094	-4,086	10,594	20	-8	21	420
450	9,954	-2,548	-9,729	13,919	20	-19	28	450
480	8,576	-7,839	-15,019	17,295	17	-30	35	480
510	4,577	-10,874	-18,055	18,626	9	-36	37	510
540	0,000	-10,857	-18,038	18,038	0	-36	36	540
570	-3,499	-8,314	-15,495	15,885	-7	-31	32	570
600	-5,774	-5,278	-12,458	13,731	-12	-25	27	600
630	-3,397	-0,870	-8,051	8,738	-7	-16	17	630
660	3,582	-1,134	-8,315	9,054	7	-17	18	660
690	6,477	-8,541	-15,721	17,003	13	-31	34	690
720	0,000	-13,565	-20,745	20,745	0	-41	41	720

По полярной диаграмме строят диаграмму износа шатунной шейки. Эта диаграмма показывает характер загруженности участков шейки. Для построения диаграммы износа шатунной шейки проводят окружность в произвольном масштабе и делят ее лучами на 12 равных участков (рис. 6)

Дальнейшее построение осуществляют в предположении, что действие каждого вектора силы R_{ш.ш. i.} распространяется на 60? по окружности шейки в обе стороны от точки приложения силы.

В курсовом проекте рекомендуется построение диаграммы износа шатунной шейки выполнять с помощью таблицы 9 . При заполнении таблицы следует учитывать направление и зону действия R_ш.ш. при принятом ?.

Рис. 6 Диаграмма износа шатунной шейки коленчатого вала

Таблица 9

Rш.ш.i	Значение Rш.ш. i , кН, для лучей
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
0	21,20	21,20	21,20	-	-	-	-	-	-	-	21,20	21,20
30	17,70	17,70	17,70	-	-	-	-	-	-	-	-	17,70
60	9,55	9,55	9,55	-	-	-	-	-	-	-	-	9,55
90	8,31	8,31	-	-	-	-	-	-	-	-	8,31	8,31
120	13,06	13,06	-	-	-	-	-	-	-	-	13,06	13,06
150	15,18	15,18	-	-	-	-	-	-	-	-	15,18	15,18
180	15,52	15,52	15,52	-	-	-	-	-	-	-	15,52	15,52
210	15,18	15,18	15,18	-	-	-	-	-	-	-	15,18	15,18
240	14,09	14,09	14,09	-	-	-	-	-	-	-	14,09	14,09
270	9,63	9,63	9,63	-	-	-	-	-	-	-	-	9,63
300	7,33	7,33	7,33	-	-	-	-	-	-	-	7,33	7,33
330	4,45	4,45	4,45	4,45	4,45	-	-	-	-	-	-	-
360	-	-	-	-	28,10	28,10	28,10	28,10	28,10	-	-	-
390	-	-	-	-	-	-	62,00	62,00	62,00	43,06	-	-
420	10,59	-	-	-	-	-	-	-	-	10,59	10,59	10,59
450	13,92	-	-	-	-	-	-	-	-	13,92	13,92	13,92
480	17,30	17,30	-	-	-	-	-	-	-	-	17,30	17,30
510	18,63	18,63	-	-	-	-	-	-	-	-	18,63	18,63
540	18,04	18,04	18,04	-	-	-	-	-	-	-	18,04	18,04
570	15,88	15,88	15,88	-	-	-	-	-	-	-	15,88	15,88
600	13,73	13,73	13,73	-	-	-	-	-	-	-	-	13,73
630	8,74	8,74	8,74	-	-	-	-	-	-	-	-	8,74
660	9,05	9,05	-	-	-	-	-	-	-	-	9,05	9,05
690	17,00	17,00	17,00	-	-	-	-	-	-	-	17,00	17,00
Сумма	294,1	269,6	188,0	4,5	32,6	28,1	90,1	90,1	90,1	67,6	230,3	289,6

По данным таблицы 9. в масштабе М_R по каждому лучу откладывают величины суммарных сил ?R_ш.ш.i от окружности к центру. Диаграмма нагрузок на шатунную шейку и ее износа располагают на правой стороне чертежного листа 1.



Рис. 5. Схема действия сил в КШМ

Расчет маховика

Основное назначение маховика - обеспечение равномерности хода двигателя и создание необходимых условий для преодоления кратковременных перегрузок и облегчения трогания автомобиля с места.

Расчет маховика сводится к определению момента инерции J_m и основных размеров.

Для расчетов можно принять:

J_m = (0,8…0,9)J₀, где J₀ - момент инерции движущихся масс КШМ, приведенных к оси коленчатого вала. кг м²;

кг м²

где L_изб - избыточная работа крутящего момента, определяемая по графику крутящего момента двигателя (рис. 2.4,д)

Дж,

Дж

где

F_абс - площадь над прямой среднего крутящего момента в мм²,

М_м - масштаб кривой М_кр, Н*м в мм,

М_? = 4?/iОА, рад в мм - масштаб угла поворота.

Коэффициент неравномерности хода принимается по рекомендации:

? = 0,01…0,02.

Из уравнения момента инерции маховика:

принимаемая по рекомендации, D_ср = (2…3)S, получим:

где D_ср - диаметр окружности, проведенной через центр тяжести сечения маховика,110 м

S - ход поршня, 110 м,

m - расчетная масса маховика, кг.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате выполненной курсовой работы были получены основные навыки теплового расчёта двигателя, его теплового баланса и внешней скоростной характеристики. Можно сказать, что в данной работе мы проектировали свой собственный двигатель, выполнили расчёт основных характеристик и параметров, по которым уже можно судить о совершенстве его действительного цикла реально работающего двигателя, о его работоспособности, о том, какие максимальные нагрузки он выдерживает, способен ли он преодолевать кратковременные нагрузки, а также говорить об его экономичности.

В данной работе был рассчитан дизельный двигатель без наддува, прототипом которому служил двигатель автомобиля ЗИЛ.

На базе теплового расчёта были посчитаны внешние скоростные характеристики двигателя. Построены индикаторная диаграмма и скоростная характеристика двигателя. Индикаторная диаграмма была построена с использованием данных расчёта рабочего процесса. В расчёте рабочего процесса были рассмотрены процессы впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска. Были рассчитаны эффективные показатели, основные параметры цилиндра и двигателя.

По данным теплового расчёта был сосчитан тепловой баланс, который позволяет определить тепло, превращённое в полезную эффективную работу, т.е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имеющихся потерь. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет судить о теплонапряжённости деталей двигателя, рассчитать схему охлаждения, выяснить возможность использования теплоты отработавших газов, а также о возможности уменьшения коэффициента избытка воздуха, т.е. о возможности уменьшения размеров цилиндра, а следовательно о повышении литровой мощности.

Внешняя скоростная характеристика двигателя (положение рейки топливного насоса соответствует номинальной мощности) позволяет провести анализ и дать оценку мощностных, динамических и эксплуатационных показателей при работе двигателя с полной нагрузкой. Скоростная характеристика показывает изменение мощности, крутящего момента, расходов топлива и других параметров от частоты вращения коленчатого вала.

Библиографический список

1. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие для вузов./ А.И.Колчин, В.П.Демидов - 3-е изд. перераб. и доп. - М: Высш. шк., 2002. - 496с.

2. Богатырёв А.В. и др. Автомобили/ А.В. Богатырёв, Ю. К. Есеновский Лашков, М. Л. Насовский, В.А.Чернышев. - М.: Колос, 2004. - 496 с.