Министерство образования Республики Беларусь
Белорусская государственная политехническая академия
Автотракторный факультет
Кафедра "Двигатели внутреннего сгорания"
гр. 301316 / 139
Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания"
Исполнитель Раскоша Д.А.
Руководитель Русецкий И.К.
Минск 2002
1. Введение
2. Расчет рабочего цикла двигателя
3. Расчет динамики двигателя
4. Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма
5. Расчет деталей газораспределительного механизма
6. Расчет системы питания
7. Расчет системы смазывания
8. Расчет системы охлаждения
9. Расчет системы пуска
10. Заключение
11. Литература
1. ВВЕДЕНИЕ
Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко применяются во всех областях народного хозяйства и являются практически единственным источником энергии в автомобилях.
Первый поршневой ДВС был создан французским инженером Ленуаром. Этот двигатель работал по двухтактному циклу, имел золотниковое газораспределение, посторонний источник зажигания и потреблял в качестве топлива светильный газ.
Двигатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную топливную установку, неконкурентоспособную даже с паровыми машинами того времени.
В 1870 г. немецким механиком Н.Отто был создан четырехтактный газовый двигатель, работавший по предложенному французским инженером Бо де Рошем циклом со сгоранием топлива при постоянном объеме. Этот двигатель и явился прообразом современных карбюраторных двигатель.
Бензиновый двигатель транспортного типа впервые в практике мирового двигателестроения был предложен русским инженером И.С. Костовичем. В двигателе было использовано электрическое зажигание.
В 90-х годах XIX века началось развитие дизелей. Немецким инженером Р.Дизелем был разработан рабочий цикл двигателя, а в 1897 г. Р.Дизель построил первый образец работоспособного стационарного компрессорного двигателя. Но он не получил широкого распространения из-за конструктивного несовершенства. Внеся ряд изменений в конструкцию двигателя Р.Дизеля, русские инженеры создали образцы двигателей, получивших признание в России и за рубежом.
Первые образцы бескомпрессорных дизелей были разработаны русским инженером Г.В.Тринклером и построены в России. Особое внимание привлекала конструкция бескомпрессорного дизеля для трактора, разработанная русским изобретателем Я.В.Маминым.
Дальнейшее развитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей, увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.
2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
2.1. Определение параметров конца впуска
Давление газов в цилиндре:
где Р0 – давление окружающей среды, МПа
Р0 = 0,1 МПа [2, стр. 96];
- действительная степень сжатия
= 16 [по заданию];
- коэффициент наполнения
= 0,85 [1, стр. 8];
Т0 – температура окружающей среды, К
Т0 = 293 К [2, стр. 96];
∆ t – величина подогрева свежего заряда, К
∆ t = 20 К [2, стр. 97];
Рr – давление остаточных газов, МПа
Рr = 1,05Р0 [2, стр. 43]
Рr = 1,05 · 0,1 = 0,105 МПа.
Коэффициент остаточных газов:
где - температура остаточных газов, К
= 750 К [1, стр. 7]
Температура газов в цилиндре:
2.2. Определение параметров конца сжатия
где n1 – показатель политропы сжатия
n1 = 1,37 [1, стр. 9].
2.3. Определение параметров конца сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива:
где gc, gн, g0 – элементарный состав топлива в долях кг, соответственно углерода, водорода и кислорода.
gc = 0,86; gн = 0,13; g0 = 0,01 [1, стр. 7]
Количество свежего заряда в цилиндре двигателя (на 1 кг топлива):
где - коэффициент избытка воздуха
= 1,55 [по заданию]
Количество продуктов сгорания:
Химический коэффициент молекулярного изменения:
.
Действительный коэффициент молекулярного изменения:
Средняя мольная теплоемкость свежего заряда:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:
Температура в конце сгорания:
где - коэффициент использования теплоты
= 0,75 [1, стр. 10];
hu – низшая теплота сгорания топлива
hu = 42500 кДж / кг [1, стр. 14];
λ – степень повышения давления
λ = 1,6 [1, стр. 11].
Из последнего уравнения определяем Тz:
Давление в конце сгорания:
Степень предварительного расширения:
Степень последующего расширения:
2.4. Определение параметров конца расширения
Давление в конце расширения:
где n2 – показатель политропы расширения
n2 = 1,25 [1, стр. 10]
Температура в конце расширения:
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
Относительная ошибка составляет:
что допустимо.
2.5. Определение параметров, характеризующих цикл в целом
Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы:
Действительное среднее индикаторное давление:
где φ – коэффициент полноты индикаторной диаграммы
φ = 0,95 [1, стр. 11]
Pi = 0,95 · 0,912 = 0,866 Мпа
Индикаторный КПД:
где lo – теоретическая масса воздуха, необходимая для сгорания 1 кг топлива:
;
ρk – плотность заряда на впуске:
где Rb – удельная газовая постоянная воздуха
Rb = 287 Дж / (кг град) [2, стр. 45]
Удельный индикаторный расход топлива:
2.6. Определение параметров, характеризующих двигатель в целом
Среднее эффективное давление:
где ηм – механический КПД
ηм = 0,75 [1, стр. 11]
Удельный эффективный расход топлива:
Эффективный КПД:
2.7. Определение основных размеров двигателя
Рабочий объем (литраж) двигателя:
где τ – тактность двигателя, τ = 4;
Ne – эффективная мощность
Ne = 46 кВт [по заданию]
n – частота вращения коленчатого вала,
n = 1700 об/мин [по заданию]
Рабочий объем одного цилиндра:
где i – число цилиндров
Диаметр цилиндра:
где S/D – отношение хода поршня к диаметру цилиндра
S/D = 1,1 [по заданию]
Принимаем D = 110 мм
Ход поршня:
Принимаем S = 125 мм
Действительный литраж двигателя:
Мощность, развиваемая при принятых размерах:
Литровая мощность:
Принимаем: D = 110 мм; S = 125 мм
Мощность:
Часовой расход топлива:
Средняя скорость поршня:
2.8. Построение индикаторной диаграммы
Масштабы диаграммы:
Масштаб хода поршня Мs = 1:1 (мм в мм)
Масштаб давлений Мр = 0,04:1 (МПа в мм)
Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:
АВ = S / Ms; AB = 125 / 1 = 125 мм;
Максимальная высота диаграммы (точки Z' и Z'') и положение точки Z'' по оси абсцисс:
Z'Z'' = OA·(ρ – 1)
Z'Z'' = 8,3(1,5 – 1) = 4,15 мм
Ординаты характерных точек:
Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом:
а) для луча ОК принимаем угол α = 15º;
б) tg β1 = (1 + tg α)n1 – 1;
tg β2 = (1 + tg α)n2 – 1;
tg β1 = (1 + tg 15)1,25 – 1 = 0,345
β1 = 19º;
tg β2 = (1 + tg 15)1,37 – 1 = 0,384
β2 = 21º.
в) используя лучи ОМ и ОК строим политропу сжатия, начиная с точки С;
г) используя лучи ОN и ОК строим политропу расширения, начиная с точки Z''.
Скругление индикаторной диаграммы производим с учетом предварения открытия выпускного клапана и угла опережения впрыска топлива.
Для двигателя Д – 244
Угол опережения открытия выпускного клапана γ = 56 º
Угол опережения впрыска топлива θ = 17 º
Получаем точки b' и d'.
Величина отрезка О'O'1:
где L – длина шатуна
L = 230 мм [1, стр. 31]
Положение точки С'' определяется из выражения:
Точка Z лежит на линии Z'Z'' ориентировочно вблизи точки Z''
Точка b'' находится на середине расстояния ba.
Проводим плавные кривые d'c'' изменения линии сжатия в связи с опережением впрыска и b'b'' изменения линии расширения в связи с предварением открытия выпускного клапана.
Проводим линии впуска и выпуска.
В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму r a' a d' c'' z b' b'' r.
Пользуясь построенной индикаторной диаграммой, учитывая масштаб Mp заполняем таблицу 1 (см. стр. ).
3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
3.1. Определение величины безразмерного параметра К.Ш.М.
Величина λ вычисляется по формуле:
где ι – длина радиуса кривошипа
ι = 0,0625 м [1, стр. 31]
L – длина шатуна
L = 0,230 м [1, стр. 31]
Принимаем λ = 1 / 3,6.
3.2. Вычисление и построение графика силы давления газов на поршень
Величины сил давления газов на поршень определяем графическим способом. Для этого используем построенную индикаторную диаграмму, которая может служить графиком газовой силы, если ось абсцисс сместить вверх на величину Р0 и вычислить масштаб газовой силы по формуле:
,
где Мр – масштаб давлений, принятых при построении индикаторной диаграммы.
Мр = 0,04 МПа / мм;
Fp – площадь поперечного сечения цилиндра,
Fp = πD2/4,
Остается только построить этот график из координаты S в координату по α град. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала осуществляем по методу Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой на горизонтальном участке АВ, равном по длине ходу поршня S, в масштабе Ms описывается полуокружность с центром в середине отрезка АВ (точка О'). От центра О' на горизонтальном диаметре АВ в том же масштабе Ms откладывается вправо отрезок О'O'1 (поправка Брикса), равный по величине
Полуокружность разбивается на равные части через 30 º. Для определения пути, пройденного поршнем при повороте кривошипа на угол α, через точку О'1 проводится под углом α к горизонтали луч до пересечения ею с полуокружностью. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов α. Развертку индикаторной диаграммы начинают с ВМТ в процессе хода впуска. Далее соединяют полученные точки плавной кривой (в координатах Р – α) и получают развернутую индикаторную диаграмму с масштабом Mр, а если полученные ординаты умножить на масштаб Mрг, то имеем график газовых сил. Пользуясь этим графиком, учитывая масштаб Mрг, заполняется таблица 1.
3.3. Определение масс деталей поршневой и шатунной групп
Для вычисления силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и центробежной силы инерции вращающейся части массы шатуна необходимо знать массы деталей поршневой (mп) и шатунной (mш) групп.
Масса поршневой группы:
где m'п – удельная масса поршня,
Для поршня из алюминиевого сплава принято m'п = 250 кг/м2 [1, стр. 35]
Масса шатуна:
где m'ш – удельная масса шатуна,
m'ш = 350 кг/м2 [1, стр. 35]
Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:
Масса шатуна, сосредоточенного на оси шатунной шейки кривошипа:
Масса кривошипно-шатунного механизма, совершающая возвратно-поступательное движение:
3.4. Вычисление сил инерции КШМ
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМ вычисляется по формуле:
где ω – угловая скорость, вычисляется:
для α = 30 º
Значение тригонометрического многочлена (cosα + λcos2α) выбирается из таблицы 2.4 [1, стр. 36]
Результаты расчета силы инерции для всех значений α сведены в табл. 1. Используя ее строится график силы инерции Pj, в масштабе Мрг.
3.5. Вычисление и построение графика суммарной силы, действующей вдоль оси цилиндра
Суммарная сила РΣ, действующая на поршневой палец по направлению оси цилиндра, вычисляется алгебраическим сложением газовой силы Рг и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Рj. При исчислении величины силы РΣ для различных значений угла пользуются данными табл. 1.
Результаты вычислений сведены в табл. 1 с помощью которой строится график силы РΣ = f(α) на той же координатной сетке и в том же масштабе Мрг, что и графики сил Рг и Рj.
3.6. Вычисление и построение графика суммарной тангенциальной силы
Суммарная тангенциальная сила ТΣ действующая на шатунную шейку кривошипа и создающая на валу двигателя крутящий момент, вычисляется по формуле:
Значения тригонометрического многочлена, входящего в формулу, для различных значений α выбираем из таблицы 2.5 [1, стр. 38]
Для α = 30 º
Значение силы РΣ (с учетом знака) берутся из табл.1.
Результаты вычислений силы ТΣ заносятся в табл. 1. По этим данным на новой координатной сетке строится график суммарной тангенциальной силы
ТΣ = f(α).
Масштабы графика ТΣ = f(α):
Масштаб силы Мрг = 379,9 н/мм
Масштаб угла поворота кривошипа Мα = 2,5 град/мм
3.7. Вычисление и построение графика суммарной нормальной силы
Суммарная нормальная сила КΣ, действующая на шатунную шейку кривошипа по направлению его радиуса определяется по формуле:
Значение тригонометрического многочлена, входящего в расчетную формулу, для различных значений α выбирается по таблице 2.6 [1, стр. 22]
Результаты вычислений силы КΣ заносятся в таблицу 1. По этим данным строится график суммарной нормальной силы КΣ на той же координатной сетке и в том же масштабе, что и график суммарной тангенциальной силы ТΣ.
3.8. Построение графика крутящего момента двигателя. Определение среднего эффективного момента
График суммарной тангенциальной силы является одновременно и графиком индикаторного крутящего момента одного цилиндра двигателя Мкр = = f(α), но в масштабе:
Период изменения крутящего момента дизеля с равными интервалами между вспышками:
где і – число цилиндров (і = 4).
º.
График строится следующим образом:
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
