Теория и расчет дизельного двигателя Д-243

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Сегодня автотракторные двигатели являются технически сложными устройствами. К двигателям в настоящее время предъявляются высокие требования. Они должны обладать приемлемыми мощностями и экономическими показателями, а также достаточной надежностью в работе. Особо важными на сегодняшний момент являются вопросы правильной организации эксплуатации автотракторных двигателей. В век электроники и полной компьютеризации технологических процессов инженер-механик должен в совершенстве владеть вопросами теории проектирования и практики эксплуатации двигателей. Целью данной курсовой работы является систематизация и закрепление имеющихся знаний по основным разделам дисциплины «Основы теории автотракторных двигателей».

При расчетах тепловых и динамических показателях двигателя мы определим основные размеры проектируемого двигателя, индикаторные параметры рабочего цикла, КПД и экономичность, силы и моменты, нагружающие детали кривошипно-шатунного механизма и определим требуемый момент инерции маховика, а также определим параметры внешней характеристики двигателя.

Номинальная мощность двигателя в задании Nе принята равной мощности Nn, определенной по данным теплового расчета автомобиля в зависимости от массы, теплового усилия, скорости движения, условий движения, КПД трансмиссии и допускаемой степени загрузки двигателя.

Грузоподъемность нашего автомобиля, судя по исходным данным мощности (Nе=60 кВт), большая. Для расчетов принимаем дизельный тип двигателя. Двигатель Д-243 является четырехтактным. Цилиндры расположены рядно, номинальная мощность Nе=60 кВт при n_н=2200 мин^-1, система охлаждения - жидкостная.

Графическая часть работы представлена графиками динамического расчета двигателя, индикаторной диаграммой двигателя, которые отражены на двух листах формата А-1.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна .

Для современных автотракторных двигателей составляет в пределах от 0,21 до 0,30. Принимаем соотношение радиуса кривошипа к длине шатуна равное 0,28. Выбираем это значение, т. к. для быстроходных двигателей обычно применяются длинные шатуны (значения ? малы), для тракторных - относительно короткие.

Следует учитывать, что с увеличением повышается вероятность задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра. Это ведёт за собой дополнительные нагрузки: увеличивается давление на стенку цилиндра, повышаются потери мощности на трение, тем самым ускоряется изнашивание цилиндров и поршней; силы инерции второго порядка возрастают, что способствует изнашиванию деталей двигателя; уменьшается габаритная высота, масса шатуна и двигателя.

1.2 Выбор размеров и числа цилиндров

Диапазон возможного изменения диаметра цилиндра можно определить, используя зависимость D=f(п_н) для существующих моделей двигателя на рис. 1.1. [4, стр.12].

При известных типах двигателя и частоте вращения определяем диапазон предпочтительного диаметра цилиндра. На графике видно, что диапазон возможного диаметра цилиндра 120…140, при частоте вращения коленчатого вала . Принимаем значение D=130 мм. Назначив стандартный D, по соотношению 1,14 определяем ход поршня S (расстояние по оси цилиндра между мёртвыми точками) и ориентировочно среднюю скорость поршня.

Среднюю скорость поршня определяем по формуле:

(1.1)

Следует помнить, что является показателем тепловой напряжённости и динамической нагруженности деталей двигателя и существенное её повышение (выше значений, указанных в табл. 1.1.) нежелательно.

Таблица 1.1. Основные параметры современных автотракторных двигателей

Тип двигателя	Карбюраторные двигатели грузовых автомобилей	Дизели с неразделёнными камерами сгорания	Дизели с разделёнными камерами сгорания
Степень сжатия,	6…10	14…17	17…21
Среднее эффективное давление	0,65…0,90	0,65…1,20	0,50…0,80
Номинальная частота вращения	3000…4000	1800…2400	1500…2000
Средняя скорость поршня	8…15	9…11	9…11
Литровая мощность	15…33	11…18	7,5…15
Удельный эффективный расход топлива	310…315	210…235	240…280

По заданным номинальной мощности , частоте вращения коленчатого вала , оценённым размером цилиндра определяем их число .

Число цилиндров в свою очередь определяется уровнем форсирования двигателя по мощности, т. е. литровой мощностью.

Для определения литровой мощности целесообразно использовать графики N_ел= f(D) (рисунок 1.2) [4, стр.14].Согласно графику пределы литровой мощности находятся в интервале .

Устанавливаем цилиндровую мощность:

,

- рабочий объём цилиндра. Рабочий объём цилиндра, это объём цилиндра, освобождаемый поршнем при перемещении отв.м.т. к н.м.т.

(1.2)

Значение D и S принимаем в дм.

Требуемое число цилиндров определяем по формуле:

 (1.3)

Полученное значение округляем до целого числа, однако учитывая, что значение должно быть чётным. Принимаем .

Необходимо уточнить значение литровой мощности по формуле:

(1.4)

1.3 Выбор камеры сгорания, коэффициента избытка воздуха и степени сжатия

В настоящее время в тракторных дизелях используются преимущественно неразделенные камеры сгорания с непосредственным впрыском и объемно-пленочным смесеобразованием. Дизели с такими камерами сгорания имеют высокую экономичность и широкие возможности для форсирования по среднему эффективному давлению.

Коэффициент избытка воздуха определяет состав горючей смеси. Его значение зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя.

Для номинального режима работы дизелей без наддува с непосредственным впрыском Степень сжатия для дизелей рекомендуется выбирать в следующих пределах.Выбираем из этих интервалов:, .

1.4 Обоснование необходимости наддува дизельного двигателя и определение его давления

Принятые в п. 1.2. значения литровой мощности двигателя предопределяют уровень среднего эффективного давления

, (1.5)

где - тактность двигателя (для четырёхтактных двигателей ).

Предварительно приняв , можно определить , требуемую для реализации .

(1.7)

По известному значению можно определить требуемое давление наддува

, (1.8)

где - давление окружающей среды (P_o=0,1 МПа);

- плотность атмосферного воздуха (,) ;

- показатель политропы сжатия в компрессоре, зависящий от его типа и степени совершенства протекающего в нём процесса .

.

Учитывая, что при 293К плотность воздуха , определяем, что наддув для данного двигателя не требуется, т.к. входит в интервал 0,1…0,14.

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива

(2.1)

где - весовая доля соответствующих компонентов.

- для дизельного топлива

или

, (2.2)

,

где - масса 1кмоля воздуха.

Действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива

L = L₀ , кмоль/кг топлива,

где - коэффициент избытка воздуха.

, кмоль/кг топлива.

Количество свежего заряда

, (2.3)

Общее количество продуктов сгорания

(2.4)

.

Химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

(2.5)

.

2.2 Параметры окружающей среды и остаточных газов

Атмосферные условия для расчетов, принимаются следующие:Давление остаточных газов для дизелей без наддува МПа. Температура остаточных газов принимаем из интервала

2.3 Определение параметров рабочего цикла

2.3.1 Процесс впуска

Давление и температура в конце процесса впуска.

, (2.6)

где - величина потери давления на впуске, МПа

, (2.7)

где - коэффициент затуханияскорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы;

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы,

- плотность заряда на впуске,

Для дизелей принимают. Чем выше скорость поршня, тем выше. Примем , а .

Коэффициент остаточных газов

(2.8)

.

Температура в конце впуска:

 (2.9)

значения Т₀, ?Т и Т_rследует принять по данным приложения Б [4, стр. 55].

Коэффициент наполнения:

(2.10)

где - подогрев свежего заряда.

2.3.2 Процесс сжатия

Давление и температура в конце процесса сжатия

; (2.11)

, (2.12)

где - показатель политропы сжатия, который вычисляется по формуле В.А. Петрова

n₁ = 1,41 - 100/п_н=1,41 - 100/2200=1,36, (2.13)

здесь п_н - номинальная частота вращения коленчатого вала, мин^-1.

Следует обратить внимание, что температура заряда в конце сжатия у дизеля должна превышать на 200…400⁰С температуру самовоспламенения дизельного топлива.

2.3.3 Процесс сгорания

Для дизельных двигателей с подводом теплоты при V = const и Р = const это давление главным образом зависит от степени наддува и способа смесеобразования. Задаваясь значением степени повышения давления при сгорании_р (см. приложение Б)определяем давление в конце сгорания

, (2.14)

где

.

Температуру определяем из уравнения сгорания, которое для четырехтактного дизеля имеет вид:

, (2.15)

где - средняя мольная теплоемкость воздуха при постоянном объеме,;

- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении,;

- коэффициент использования теплоты:

- низшая теплота сгорания топлива (для дизельного топлива ).

Подставляя полученные значения в уравнение сгорания топлива (2.15) получим:

Решая это квадратное уравнение, находим

2.3.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения подсчитывается по формуле:

(2.16)

Степень последующего расширения

(2.17)

Давление газов в конце процесса расширения определяем по формуле:

(2.18)

где - показатель политропы расширения,который можно вычислить по формуле В.И. Петрова.

.

Температура газов в конце расширения:

(2.19)

Оценим правильность выбора значения температуры отработавших газов, сделанной в начале теплового расчёта по формуле:

(2.20)

Относительная ошибка составляет:

Достоверность расчёта рабочего цикла обеспечена, т. к. полученное значение принятого в начале расчёта , отличаются менее чем на.

2.4 Определение основных размеров двигателя, показателей топливной экономичности и КПД

Среднее теоретическое индикаторное давление для нескругленной индикаторной диаграммы подсчитывается по формуле:

, (2.21)

Действительное среднее индикаторное давление:

,

где - коэффициент скругления индикаторной диаграммы для дизелей

Р = Р_r - Р_а =0,11-0,087=0,023

- потери индикаторного давления на проведение вспомогательных ходов (всасывание и выталкивание).

Среднее давление механических потерь приближенно можно определить по формуле: для дизельных двигателей:

Р_м = 0,105 + 0,012?_П=0,105+0,01210,85=0,22 МПа.

где ?_П - скорость поршня (м/с).

Среднее эффективное давление

,

(2.22)

Механический КПД двигателя:

(2.23)

Индикаторный КПД двигателя:

(2.24)

Эффективный КПД

(2.25)

Индикаторный и эффективный - удельные расходы топлива при работе двигателя на номинальном режиме - определяются по формулам:

(2.26)

(2.27)



Часовой расход топлива на номинальном режиме

, кг/ч

где N_eн- номинальная эффективная мощность двигателя в кВт.

Определим рабочий объем цилиндров проектируемого двигателя в литрах

, (2.28)

- эффективная мощность двигателя на номинальном режиме

- коэффициент тактности.

Объем камеры сжатия:

. (дм³)

Радиус кривошипа:

Длина шатуна:

мм.

2.5 Построение и анализ индикаторной диаграммы

кривошип шатун автотракторный двигатель

Индикаторная диаграмма строится в координатах

На оси абсцисс откладываем =10 мм. В принятом масштабе откладываем объёмы Выбрав на оси ординат масштаб давлений откладываем точки: ,,, , , , давление. Соединяем точки и, и прямыми, параллельными оси ординат. Через точки и проводим прямую, параллельную оси абсцисс. Точки и соединяем политропой сжатия, а и - политропой расширения. Промежуточные значения этих кривых рассчитываем, используя следующие формулы:

- для политропы сжатия;

- для политропы расширения.

Данные для построения индикаторной диаграммы сводим в таблицу 2.1. Пример расчёта: при :

Таблица 2.1.

20	1,48	4,55
40	0,58	1,87
65	0,3	1
90	0,19	0,66
115	0,14	0,48
140	0,1	0,38

Через точки а, с и полученные промежуточные значения X₁, X₂, X₃… проводим плавную кривую - политропу сжатия. Через точки z, b и промежуточные точки X₁, X₂, X₃… проводим другую плавную кривую - политропу расширения.

Скругление построенных индикаторных диаграмм выполняем следующим образом.Касание политропы сжатия линии ВМТ (точка с")должно быть выше точки с примерно на 1/3 отрезка cz'. Начало видимого повышения давления на линии сжатия (точка с)должно находиться до ВМТ за 0,04 V_h (V_h=).

Точка z_Д располагается примерно посредине между точками z' и z.

Точка b' соответствует моменту открытия выпускного клапана. Точка b", характеризующая конец расширения в действительном рабочем цикле, обычно находится на половине расстояния между точками а и b.

2.6 Анализ результатов теплового расчета

Для контроля правильности определения в тепловом расчете параметров газов, индикаторных и эффективных показателей цикла и экономичности их сравним со значениями, приведенными в приложении Б [4], и занесем в таблицу 2.2.

Таблица 2.2.

Показатели	Проектируемый	Прототип
Давление	3,78	3…4,5
Температура	887	700…900
Давление	6,05	5…7
Температура	2198	1800…2200
Давление	0,31	0,2…0,5
Температура	1156	1100…1200
Индикаторный КПД	0,45	0,4…0,52
Эффективный КПД	0,35	0,35…0,48
Среднее эффективное давление	0,78	0,55…0,85
Удельный эффективный расход топлива	275,1	200…280

Из таблицы следует, что расчётные данные по всем показателям удовлетворяют справочным данным.

Результаты теплового расчёта двигателя, его размеров и экономичности заносим в таблицу 2.3.

Таблица 2.3 Результаты теплового расчета

Давление газов,	Температура газов,	Среднее давление,	КПД	Удельный расход топлива,	Литраж,
0,087	3,78	6,05	0,31	327	887	2198	1156	1	0,78	0,5	0,78	0,41	211,8	204,1	4,14

3. Построение теоретических характеристик двигателя

3.1 Теоретическая регуляторная характеристика дизеля

Основная регуляторная характеристика дизеля f(N_e) используется для анализа работы дизеля на регуляторе (регуляторные ветви здесь растянуты), для определения эксплуатационной топливной экономичности двигателя, эксплуатационного оценочного удельного расхода топлива и др.

Регуляторная характеристика дизеля в функции от крутящего момента f(М_к) для автомобильных дизелей не строится, она представляет особый интерес при построении тяговых характеристик тракторов.

Регуляторная характеристика в функции от частоты вращения f(n) является важнейшей характеристикой для автомобильных дизелей, на основе которой строится динамическая характеристика автомобиля.

3.1.1 Построение теоретической регуляторной характеристики в функции от частоты вращения

Строим регуляторную характеристику дизеля в функции от частоты вращения - скоростную характеристику дизеля на регуляторе

где - степень неравномерности регулятора (у современных дизелей ). .

Частота вращения при максимальном крутящем моменте:

,

где - коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам

.

Таблица 3.1. Таблица расчетов регуляторной характеристики

	0	0	3,3
	260,4	60	13,2	220
	271,3	59,7	13	217,7
	280,5	58,7	12,9	219,8
	291	56,4	12,8	226,9
	298	52,8	12,7	240,5

Рассчитываем значения крутящих моментов

(3.1)

где - крутящий момент на номинальном режиме.

(3.2)



при

Нм

при

Нм

при

Нм

при

Нм

Коэффициент приспособленности дизеля по моменту

Эффективная мощность

при

при

при

при

Часовой расход топлива на номинальном режиме

(3.3)

При работе на максимальном скоростном режиме :

, (3.4)

а на режиме :

Значения , при других оборотах коленчатого вала определяем по построенному графику и заносим в таблицу 3.1. Удельный расход топлива:

 (3.5)

при

при

при

при

3.1.2 Построение регуляторной характеристики в функции от эффективной мощности

На графике в принятом масштабе последовательно наносим зависимости (n,M_к,G_Т,g_e )=f(N_e). Все необходимые для их построения данные берутся из таблицы 3.1.

Регуляторная ветвь g_e = f(n) здесь строится в диапазоне (0,4... 1,0)N_e=24..60.

Эксплутационный оценочный удельный расход топлива:



где - значение удельного расхода топлива на регуляторной ветви характеристики в диапазоне от 50 до 100% номинальной мощности через равные промежутки; .

3.1.3 Построение регуляторной характеристики в функции от крутящего момента

Регуляторная характеристика в функции от крутящего момента строится только при тяговом расчете трактора.

На графике в принятом масштабе строятся зависимости (n, N_e, G_Т, g_e) = f(M_к). Данные для построения соответствующих зависимостей берутся из таблицы 3.1.

Регуляторная ветвь g_e = f(n) строится аналогично ее построению на графике регуляторной характеристики в функции от эффективной мощности.

4. Динамический расчёт двигателя

4.1 Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец

Сила давления газов определяется по формуле:

(4.1)

где - текущее значение давление газов по индикаторной диаграмме, .

- диаметр цилиндра, .

Справа от свернутой диаграммы изображаем оси развернутой диаграммы. При этом ось абсцисс развернутой диаграммы смещаем вверх по вертикали относительно оси абсцисс свернутой диаграммы на величину атмосферного давления Р₀.

Отрезок V_h, представляющий рабочий объем цилиндра и в то же время в соответствующем масштабе ход поршня, делим пополам и радиусом, равным половине V_h, описываем полуокружность из точки Ц. Вправо от точки Ц откладываем отрезок ЦБ (л), равный =

Из точки Б - полюса Брикса - произвольным радиусом описываем вспомогательную полуокружность и делим ее на 6 частей (через 30°). Из полюса Брикса через деления вспомогательной полуокружности проводим лучи до пересечения с основной полуокружностью.

Точки пересечений сносим (проецируем) на перпендикуляры, восстановленные к оси абсцисс развернутой диаграммы из точек, соответствующих углам поворота кривошипа коленчатого вала.

Кривая, проведенная через полученные точки, является развернутой индикаторной диаграммой за рабочий цикл.

Например, при МПа

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма:

, (4.2)

где - сила инерции первого порядка, период изменения которой равен одному обороту коленчатого вала ;

- сила инерции второго порядка, период изменения которой равен половине оборота коленчатого вала, т. е. .

С учётом правила знаков

(4.3)

Входящая в уравнение масса движущихся возвратно-поступательно деталей КШМ, может быть при ориентировочных расчётах представлена суммой , где - масса поршневого комплекта , а - масса шатуна .

Значит и принимаем, ориентируясь табличными данными [4, стр.57] в зависимости от диаметра цилиндра .

Так как и согласно таблице , то выбираем .

Угловая частота вращения коленчатого вала берётся при номинальном скоростном режиме двигателя, т. е.

 (4.4)

Радиус кривошипа пример расчёта , при .

Результаты расчета удельных сил инерции заносим в таблицу 4.1:

Таблица 4.1

Угол поворота ?, град	cos? + ?cos2?	Pj, Н	Угол поворота ?, град
0	1,28	-41195	360
30	1,006	-32378	330
60	0,36	-11586	300
90	-0,28	9011	270
120	-0,64	20597	240
150	-0,73	23494	210
180	-0,72	23172	180

Суммарная удельная сила, действующая на поршень, определяется как алгебраическая сумма сил, соответствующих углам поворота коленчатого вала:

P_рез = P_г+ P_j.

Например, при ⁰:

Силы инерции от вращательно движущихся масс (Н)

Р_s = -m_шк?R??²?10^-6,

где m_шк = 0,725m_ш = 0,725?8 = 5,8.

Р_s = -5,8?0,074?(230,3)²?10^-6 = -0,0023 Н.

Результаты расчёта сил и сводим в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 Результаты динамического расчёта

, град	Силы,
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
0	167	-32183	-9012	-41195	-41028	0	-41028	-41028	-22764	63792
30	-167	-27872	-4506	-32378	-32545	-20243	-25873	-46116		52681
60	-167	-16092	4506	-11586	-11753	-11635	-3350	-14985		28589
90	-167	0	9011	9011	8844	8844	-2582	6262		26845
120	-167	16092	4505	20597	20430	15159	-14607	552		40328
150	-167	27872	-4378	23494	23327	8818	-21857	-13039		45484
180	-167	32183	-9011	23172	23005	0	-23005	-23005		45769
210	-135	27872	-4378	23494	23359	-8830	-21887	-30717		45516
240	135	16092	4505	20597	20732	-15383	-14823	-30206		40613
270	1008	0	9011	9011	10019	-10019	-2925	-12944		27574
300	4332	-16092	4506	-11586	-7254	7181	-2067	5114		25848
330	15667	-27872	-4506	-32378	-16711	10394	-13285	-2891		37517
360	49056	-32183	-9012	-41195	7861	0	7861	7861		14903
375	77000	-31087	-7804	-38891	38109	12538	36089	48627		18296
390	54021	-27872	-4506	-32378	21643	13462	17206	30668		14564
420	17339	-16092	4506	-11586	5753	5695	1640	7335		21878
450	6665	0	9011	9011	15676	15676	-4577	11099		31516
480	4339	16092	4505	20597	24936	18502	-17829	673		44611
510	3330	27872	-4378	23494	5824	2201	-5457	-3256		28307
540	1331	32183	-9011	23172	24503	0	-24503	-24503		47267
570	200	27872	-4378	23494	23694	-8956	-22201	-31157		45848
600	167	16092	4505	20597	20764	-15407	-14846	-30253		40643
630	167	0	9011	9011	9178	-9178	-2680	-11858		27049
660	167	-16092	4506	-11586	-11419	11305	-3254	8051		28368
690	167	-27872	-4506	-32378	-32211	20035	-25608	-5573		52357
720	167	-32183	-9012	-41195	-41028	0	-41028	-41028		63792

Силы и определить необходимо и графически. Для этого из общего центра О проводим две полуокружности. Одна радиусом , в масштабе и другую радиусом . Проводим ряд лучей под углами и т. д. к вертикали. Вертикальные проекции отрезков лучей, пересекающих первую окружность, дают в принятом масштабе значении сил , а проекции тех же лучей, пересекающих вторую окружность при соответствующих углах поворота коленчатого вала, дают значения сил , при углах поворота соответственно вдвое меньших.

Проводим через центр О горизонтальную прямую и откладываем на ней значения углов поворота коленчатого вала за рабочий цикл .

По точкам пересечения указанных проекций с ординатами, проходящими через соответствующие значения углов на оси абсцисс, строим кривые и а затем суммируем ординаты кривых, получаем кривую результирующей силы инерции .

4.2 Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

На шатунную шейку действуют две силы: направленная по шатуну , как составляющая силы , приложенная к поршневому пальцу; центробежная сила инерции , создаваемая редуцированной к кривошипу частью массы шатуна. Геометрическая сумма и дает результирующую силу , действующую на шатунную шейку от одного цилиндра.

Силы и рассчитываются по следующим формулам:

 (4.5)

(4.6)

где - угол отклонения оси шатена от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол; ; с учетом правила знаков.

Силу раскладываем на две составляющие: силу , направленную по радиусу кривошипа, и тангенциальную силу , перпендикулярную радиусу кривошипа:

(4.7)

(4.8)

Например, при .

Значения и принимаются по таблице [4, стр.43].

Аналогично, при

Тогда при

Сила подсчитывается по формуле

(4.9)

при

По результатам расчетов строится график суммарной силы нагружающей шатунную шейку.

4.3 Расчет момента инерции и параметров маховика

Строим график тангенциальной силы действующей на шатунную шейку коленчатого вала от одного цилиндра за рабочий цикл.

Определяем среднюю ординату:

где - суммарная площадь всех участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс,

- под осью абсцисс,

- длина диаграммы в

Так как то

Так как у нас многоцилиндровый двигатель то необходимо строить график суммарной тангенциальной силы, приложенной к коленчатому валу от всех цилиндров. На график тонкими линиями наносятся графики тангенциальных сил четырех цилиндров, смещенные по оси абсцисс на (при порядке работы цилиндров [4, стр. 44]). Ординаты обоих графиков алгебраически складываются и строится кривая суммарной тангенциальной силы левого и правого цилиндров действующих на одну шейку коленчатого вала.

5. техническая характеристика двигателя

Таблица 5.1 - Технические характеристики проектируемого двигателя и двигателя-прототипа

№ п./п.	Показатели	Двигатель
		проектируемый	прототип
1	Марка	Д-243	Д-243
2	Номинальная мощность, кВт	60	60
3	Номинальная частота вращения, мин-1	2200	2200
4	Степень сжатия	16,0	16,0
5	Число цилиндров	4	4
6	Диаметр цилиндра, мм	130	110
7	Ход поршня, мм	148	125
8	Литраж двигателя, л	4,14	4,75
9	Литровая мощность, кВт/л	7,61	8
10	Порядок работы цилиндров	1-3-4-2 (1-2-3-4)	1-3-4-2 (1-2-3-4)
11	Способ смесеобразования	внутреннее	внутреннее
12	Часовой расход топлива, кг/ч	16,5	16
13	Удельный эффективный расход топлива, г/кВтч	275,1	220
14	Марка топлива	ДТ	ДТ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При подготовке к выполнению курсовой работы мною была изучена предложенная литература и определены основные этапы расчета двигателя.

При анализе теплового расчета двигателя Д-243 основные параметры соответствуют справочным данным. Незначительное расхождение со справочными данными возникли в таких параметрах как давление и температура в конце процесса сжатия. Отклонение в сторону увеличения на 0,12 получилось в расчетах максимального давления в конце сгорания топлива.

Эти незначительные расхождения в показаниях не повлияли на дальнейшие расчеты показателей и характеристик двигателя Д-243. Последующие расчеты соответствуют справочным.

Учитывая, что к современным автотракторным двигателя предъявляются повышенные требования к устройству, эксплуатации и главное экономическим показателям, для точности расчетов возможно необходимо изменить некоторые предварительные данные. Возможно температура остаточных газов, которая принимается из интервала 750…900 мною была взята неверно, что сказалось на последующих расчетах.

Основные расчеты двигателя мною изложены в пояснительной записке на 24 листах. Графическая часть представлена двумя листами формата А1.

ЛИТЕРАТУРА

1. Железко Б.Е., Адамов В.М., Есьман Р.И. Термодинамика, теплопередача и двигатели внутреннего сгорания. - Мн.: Высш. шк., 1985 г.

2. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высш. шк. 1980 г.

3. Мельников Д.И. Тракторы. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Агропромиздат, 1990. - 367 с.: ил. - (Учебники и учеб. пособия для техникумов).

4. Полищук Л.Н. Тракторы и автомобили. Основы теории и расчета автотракторных двигателей - Мозырь: УО «МГПУ им И.П. Шамякина, 2009.

Размещено на Allbest.ru