Октановое число топлива
|
73...76
|
77...80
|
81..90
|
91..100
|
более 100
|
ε
|
6,6...7
|
7,1...7,5
|
7,6...8,5
|
8,6...9,5
|
до 12
|
1.5 Определение параметров рабочего цикла
двигателя
Цель теплового расчета - определение
индикаторных параметров рабочего цикла, КПД и экономичности, уточнение основных
размеров проектируемого двигателя.
.6 Расчет индикаторных параметров
четырехтактного двигателя
При выполнении теплового расчета двигателя в
первую очередь определяются параметры рабочего тела, окружающей среды и
остаточных газов.
Параметры рабочего тела:
Теоретически необходимое количество воздуха для
сгорания 1 кг топлива:
кмоль/кг
кмоль/кг
Где; -
масса одного киломоля воздуха.
Действительное количество воздуха, необходимое
для сгорания 1 кг топлива:
кмоль/кг
Где; α
- коэффициент избытка воздуха ().
Количество свежего заряда (горючей смеси):
кмоль/кг
Где; -
молекулярная масса бензина () кг/моль
Количество остаточных газов в цилиндре:
кмоль/кг
Коэффициент остаточных газов:
Где; ε - степень
сжатия ().
Общее количество газов, находящихся в цилиндре в
конце сжатия:
кмоль/кг
Количество газов, находящихся в цилиндре в конце
сгорания:
кмоль/кг
Химический коэффициент молекулярного изменения
горючей смеси:
Общее количество продуктов сгорания:
кмоль/кг
Химический коэффициент молекулярного изменения:
Параметры окружающей среды и остаточных газов:
Атмосферные условия, необходимые для последующих
расчетов принимаются следующие: Давление
остаточных газов МПа
Температура остаточных газов принимается К.
Плотность заряда на впуске:
Где; -
удельная газовая постоянная для воздуха ().
Потери давления на впуске:
Где; β - коэффициент
затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; -
коэффициент сопротивления впускной системы; -
средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как
правило в клапане), м/с. Принятые величины:
Давление в конце впуска определяем по формуле:
Принимаем температуру подогрева свежего заряда
Действительный коэффициент остаточных газов:
Коэффициент наполнения:
Температура в конце впуска:
Давление и
температура в конце сжатия:
Где; -
показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в
пределах или
вычисляется по формуле В.А. Петрова:
Где; -
частота вращения коленчатого вала, ().
Давление температура
в
конце сгорания (расчет процесса сгорания).
Давление в
конце сгорания:
Температура определяется
из уравнения:
Где; -
средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания жидкого топлива;
- средняя мольная
теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме;
- коэффициент
использования теплоты (для карбюраторных двигателей );
- низшая теплота
сгорания ();
- коэффициент
использования теплоты (для карбюраторных двигателей )
Значения находятся
из уравнения:
Преобразовывается выражение:
После преобразований получим квадратное
уравнение вида:
Определяется температура в конце сгорания :
Давление и
температура в конце
расширения.
Степень последующего расширения:
Где; ρ - степень
предварительного расширения (для бензиновых двигателей ).
Давление в конце расширения:
Где; -
показатель политропы расширения (для бензиновых двигателей ,
принимаем ).
Температура в конце расширения:
Проверяется оценка правильности выбора
температуры :
Относительная ошибка:
Где; -
температура отработавших газов, принятая в начале расчетов;
- температура
отработавших газов, полученная расчетным путем.
Таким образом, достоверность результатов расчета
рабочего цикла подтверждена.
.7 Определение основных размеров двигателя,
показателей топливной экономичности и КПД
В этом разделе уточняются значения, принятые
предварительно в разделе 1.1.
Среднее эффективное давление:
Где; -
механический КПД двигателя (для бензиновых двигателей ),
принимаем .
Рабочий объем цилиндров (литраж) проектируемого
двигателя в литрах:
л
Где; -
эффективная мощность двигателя на номинальном режиме ();
τ - коэффициент
тактности ().
Рабочий объем одного цилиндра:
л
Диаметр цилиндра:
мм
Принимаем D
= 110 мм.
По заданному соотношению S/D
определяем ход поршня S
и радиус кривошипа R:
мм
Определяем индикаторный КПД двигателя:
Эффективный КПД двигателя:
Индикаторный и
эффективный удельные расходы
топлива при работе двигателя на номинальном режиме определяются по формулам:
.8 Анализ результатов теплового расчета
Для контроля правильности определения в тепловом
расчете параметров газов, индикаторных и эффективных показателей цикла и
экономичности их следует сравнить со значениями, приведенными в таблице 1.1.
Рассчитанные параметры должны находиться в указанных пределах.
Результаты теплового расчета двигателя, его
размеров и экономичности заносятся в таблицу 1.2.
Таблица 1.1 - Параметры газов
Показатели
|
Рассчитанные
параметры
|
Пределы
изменения
|
Давление
, МПа
|
1,634
|
0,9…1,6
|
Температура
, К
|
786,124
|
650…750
|
Давление
, МПа
|
6,329
|
3,5…6,5
|
Температура
, К
|
2864,977
|
2300…2800
|
Давление
, МПа
|
0,38
|
0,4…0,60
|
Температура
, К
|
1548,579
|
1300…1700
|
Индикаторный
КПД
|
0,29
|
0,27…0,35
|
Эффективный
КПД
|
0,232
|
0,23…0,30
|
Среднее
эффективное давление , МПа
|
0,325
|
0,3…1
|
Удельный
эффективный расход топлива , г/
|
342,544
|
280…350
|
Таблица 1.2 - Результаты теплового расчета
двигателя
Давление
газов, МПа
|
|
0,0792
|
|
|
1,634
|
|
|
6,329
|
|
|
0,38
|
Температура
газов, К
|
|
342,794
|
|
|
786,124
|
|
|
2864,977
|
|
|
1548,579
|
Среднее
давление, МПа
|
|
0,29
|
|
|
0,325
|
КПД
|
|
0,8
|
|
|
0,161
|
|
|
0,232
|
Удельный
расход топлива, г/
|
|
274,035
|
|
|
342,544
|
Литраж,
л
|
|
12,487
|
Для оценки проектируемого двигателя и сравнения
его с прототипом определяются следующие показатели:
удельная литровая мощность:
кВт/л;
удельная поршневая мощность:
кВт/л,
Где; D
- диаметр поршня, ;
средняя скорость поршня:
м/с.
Параметры, полученные путем теплового расчета,
сравниваются с их значениями у современных двигателей (таблица 1.3).
Таблица 1.3 - Показатели современных двигателей
Показатели
|
Рассчитанный
параметр
|
Пределы
изменений
|
Удельная
литровая мощность, , кВт/л
|
8,409
|
8,0…20,0
|
Удельная
поршневая мощность, , кВт/л
|
13,811
|
13,0…18,0
|
Скорость
поршня, , м/с
|
10,333
|
8,5…10,5
|
2. Построение и анализ индикаторной диаграммы
Теоретическая индикаторная диаграмма строится в
координатах p - V.
Порядок её построения следующий.
На оси абсцисс (лист 1 графической части) откладываем
произвольный отрезок, изображающий в каком-либо масштабе объем камеры сгорания ,
этот отрезок принимают за единицу. Дальше откладываются на оси абсцисс в
принятом масштабе объемы:
Выбрав на оси ординат масштаб давлений,
откладывают точки:
Через точки проводятся
прямые, параллельные оси абсцисс. Точки a
и с соединяются политропой сжатия, а точки z
и b - политропой
расширения. Промежуточные значения (5…6) этих кривых определяются из условия,
что каждому значению на оси абсцисс
соответствуют следующие значения давлений:
Входящие в эти уравнения отношения объемов определяются
по соотношению соответствующих отрезков на оси абсцисс.
Таблица 2.1 - Рассчитанные давления
, мм
|
, мм
|
, мм
|
15
|
421,82
|
108,92
|
30
|
173,7
|
41,94
|
45
|
103,37
|
23,99
|
60
|
71,53
|
16,14
|
75
|
53,76
|
11,87
|
90
|
42,57
|
9,23
|
105
|
34,95
|
7,46
|
120
|
29,46
|
6,21
|
135
|
25,33
|
5,28
|
Рисунок 2.1 - Действительная индикаторная
диаграмма
По построенной индикаторной диаграмме
определяется среднее теоретическое индикаторное давление:
Где; F
- площадь индикаторной диаграммы, ;
l - длина
индикаторной диаграммы, l
= 135 мм;
μ - принятый масштаб
давлений (= 0,015 ),
определяется по оси ординат.
Полученное значение проверяется аналитическим
путем по формуле:
Степень повышения давления при сгорании:
Точность построения индикаторной диаграммы
оценивается коэффициентом погрешности:
Коэффициент не
должен превышать 3…4%.
Действительное среднее индикаторное давление:
Где; v
- коэффициент полноты индикаторной диаграммы (
для бензиновых двигателей, принимаем v
= 0,95).
3. Построение скоростных характеристик двигателя
С целью последующего динамического расчета
автомобиля, по результатам теплового расчета двигателя строятся соответствующие
типу двигателя теоретические характеристики: регуляторная характеристика дизеля
или скоростная характеристика двигателя с искровым зажиганием. Исходными
данными для их построения являются: тип двигателя (с воспламенением от сжатия
или с искровым зажиганием), номинальная мощность в
кВт, номинальная частота вращения в
об/мин, удельный в г/
и часовой в кг/ч расходы
топлива на номинальном режиме работы двигателя.
Характеристики строятся для двигателя с искровым
зажиганием при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой.
Скоростная характеристика двигателя в функции от
частоты вращения () = f(n)
строится в следующей последовательности.
. Выбираются масштабы для построения графиков.
Масштаб для оси абсцисс графика (масштаб частоты вращения) выбирают
ориентируясь на значения .
Номинальная частота вращения двигателя об/мин
по заданию, частота об/мин. Частота
вращения определим
по зависимости:
об/мин.
Промежуточные точки значений мощности
карбюраторного двигателя находят из выражения, задаваясь значениями (см.
таблицу 3.1):
, кВт;
кВт.
Значения крутящего момента подсчитываем
по зависимости:
, ;
.
Удельный эффективный расход топлива
карбюраторного двигателя подсчитываем по зависимости:
, г/();
Где; -
удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности.
, кг/ч;
Результаты расчета сводятся в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Результаты расчета
№
|
n,
об/мин
|
кВт
|
|
г/()
|
кг/ч
|
1
|
640
|
17,64
|
254,634
|
380,909
|
6,042
|
2
|
1240
|
49,56
|
332,784
|
338,433
|
16,976
|
3
|
1860
|
74,76
|
370,306
|
317,319
|
25,609
|
4
|
2480
|
93,24
|
367,201
|
319,251
|
31,939
|
5
|
3100
|
105
|
323,468
|
342,544
|
35,967
|
При построении регуляторной характеристики в
функции от эффективной мощности двигателя на
график наносятся кривые . Необходимые для
их построения данные берутся из предыдущей характеристики (таблица 3.1).
Порядок построения аналогичен предыдущему.
Рисунок 3.1 - Скоростная характеристика в
функции от числа оборотов коленчатого вала
Рисунок 3.2 - Скоростная характеристика в
функции от эффективной мощности
4. Динамика и уравновешивание ДВС
.1 Динамический расчет КШМ двигателя
Цель динамического расчета двигателя -
определение сил и моментов, нагружающих детали кривошипно-шатунного механизма
(КШМ) и определение требуемого момента инерции и массы маховика. Расчет
выполняется применительно к центральному КШМ.
Правила знаков для сил и моментов, действующих в
КШМ, показаны на рисунке 5.1.
Рисунок 4.1 - Схема сил и правила знаков
.1.1 Определение сил, действующих на поршень и
поршневой палец
Согласно рекомендаций, указанных в [2], условий
исходных данных к курсовой работе, а также на основе вышеизложенных расчетов
для динамического расчета КШМ двигателя принимаем следующие основные
конструктивные параметры двигателя:
Номинальная частота вращения коленчатого вала об/мин.
Радиус кривошипа мм.
Постоянная КШМ двигателя.
Диаметр цилиндра двигателя мм.
Ход поршня мм.
На поршень и поршневой палец действуют силы
давления газов и силы инерции движущихся
возвратно-поступательно масс КШМ.
Сила давления газов определяется по формуле:
, Н,
Где; - текущее значение
давления газов по индикаторной диаграмме, МПа;
- диаметр цилиндра,
м.
Значение могут
быть определены аналитическим путем в соответствии с принятым шагом расчета по
углу поворота кривошипа . На тактах
сжатия-расширения для различных значений последовательно
определяются пути поршня в (м) и текущее
значение объема цилиндра
,
м;
,
Для дальнейших расчетов нужно
выразить силу PГ в
функции от угла α поворота
коленчатого вала. При центральном КШМ связь между различными точками
индикаторной диаграммы и указанными углами может быть установлена графическим
способом. Под осью абсцисс диаграммы строим
полуокружность из центра О радиусом R, равным половине отрезка Vh.
Вправо по горизонтали от центра полуокружности откладываем
в том же масштабе отрезок, равный Rλ/2, где
λ
- постоянная двигателя: отношение радиуса кривошипа
к длине шатуна. Из конца этого отрезка О' проводим
ряд лучей под углами α1,
α2, α3…
к горизонтали до пересечения с полуокружностью. Проекции концов этих лучей на
отдельные ветви индикаторной диаграммы указывают, какие значения давления px соответствуют тем
или иным углам поворота коленчатого вала.
На участках графика:
...180° (такт впуска) px
= pa=
const;
540...720° (такт выпуска) px = pr
= const.
Более точно значение px
= f(α) могут быть определены аналитическим
путем в соответствии с принятым шагом расчета по углу поворота кривошипа Δα.
На
тактах сжатия-расширения для различных значений α
последовательно
определяются пути поршня Sx в (м) и текущее значение объема цилиндра
Vx в (м3):
и для соответствующих участков графика
определяются значения px:
180...360 (такт сжатия): ;
360...540° (такт расширения) - при Vx<Vz,
px = pz; - при Vx>Vz,
.
Здесь Va
= Vh + Vc; Vz = ρVc.
Принимаем
шаг угла поворота коленчатого вала 30° - в интервале 0…330° и 390…720°, а в
интервале 330…390° (процесс сгорания) - шаг 10°.
Сила инерции возвратно-поступательно
движущихся масс кривошипно-шатунного механизма:
где: PI = mRω2cosα
- сила
инерции первого порядка, период изменения которой равен одному обороту
коленчатого вала (360°); PjII = mRω2
λcos2α
- сила
инерции второго порядка, период изменения которой равен 1/2 оборота коленчатого
вала, т.е. (180°).
С учетом правила знаков:
Масса m движущихся возвратно-поступательно
деталей КШМ, может быть при ориентировочных расчетах представлена суммой:
,
Где;
mп - масса поршневого комплекта, кг (mп=
1,2 кг);
mш - масса шатуна, кг (mш=
1,5 кг).
Тогда кг.
Угловая частота вращения коленчатого вала:
с-1,
с-1.
Для графического определения сил
инерции PjI, PjII и Pj возвратно-поступательно
движущихся масс необходимо выполнить следующие построения. Поскольку сила
инерции равна произведению массы возвратно-поступательно движущихся деталей на
ускорение, которое для кинематических схем ДВС равно: для сил инерции первого
порядка mRω2cosα,
а
для сил инерции второго порядка Rω2cos2α,
то
амплитуда изменения сил инерции первого порядка будет равна mRω2,
с периодом 2π, а
амплитуда сил второго порядка 2λmRω2
с периодом изменения вдвое меньше. Таким образом, из общего центра О проводим
две полуокружности - одну радиусом r1
= mRω2=85,
другую радиусом r2 = λmRω2
= λr1=22,и
ряд лучей под углами α, 2α, … к
вертикали. Вертикальные проекции отрезков лучей, пересекающих первую
окружность, дают в принятом масштабе значения сил PjI при
соответствующих углах поворота коленчатого вала, а проекции тех же лучей,
пересекающих вторую окружность, значения сил PjII. При углах
поворота коленчатого вала, соответственно вдвое меньших.
Проводим далее через центр О
горизонтальную линию и откладываем на ней, как на оси абсцисс, значения α
углов
поворота коленчатого вала за рабочий цикл (от 0 до 720°).
Рисунок 4.1 - Диаграмма сил PjI PjII Pj.
4.1.2
Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала
На шатунную шейку действуют две силы:
направленная по шатуну сила Pt, как составляющая силы Pрез,
приложенная к поршневому пальцу; центробежная сила инерции Pc,
создаваемая редуцированной к кривошипу частью массы шатуна. Геометрическая
сумма Pt и Pc дает результирующую силу Rш,
действующую на шатунную шейку от одного цилиндра.
Силы Pt и Pc
подсчитываются по следующим формулам:
Н,
Где; β - угол
отклонения оси шатуна от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол α;
β = arcsin(λsinα); с учетом правила
знаков:
Н,
Н.
Сила Pt раскладывается на две
составляющие: силу Z, направленную по радиусу кривошипа, и тангенциальную силу
T, перпендикулярную радиусу кривошипа:
Н,
Рисунок 4.2 - Развернутая диаграмма сил,
действующих на поршень
Таблица 4.1 - Результаты расчетов
α
|
β
|
Pг,
Н
|
,Н
|
Pj, кН
|
Pрез,Н
|
T,Н
|
Z,Н
|
Rш,Н
|
0
|
0
|
106,27
|
-10654
|
-116,58
|
-10654
|
0
|
-10654
|
16380
|
30
|
7,383
|
106,27
|
-8509,6
|
-92,242
|
-8424,5
|
-5157,62
|
-6750,0
|
11360
|
60
|
12,86
|
106,27
|
-3227,6
|
-34,457
|
-3130,8
|
-3068,7
|
-946,43
|
5930
|
90
|
14,892
|
106,27
|
2301,35
|
23,837
|
2209,30
|
2209,30
|
-587,52
|
6693
|
120
|
12,86
|
106,27
|
5503,88
|
58,293
|
5365,82
|
4034,44
|
-3743,7
|
10300
|
150
|
7,383
|
106,27
|
6344,78
|
68,405
|
6292,18
|
2440,01
|
-5856,8
|
11840
|
180
|
0
|
106,27
|
6338,7
|
68,913
|
6338,7
|
0
|
-6338,7
|
12070
|
210
|
-7,383
|
106,27
|
6344,78
|
68,405
|
6292,18
|
-2440,01
|
-5856,8
|
11330
|
240
|
-12,86
|
106,27
|
5503,88
|
58,293
|
5365,82
|
-4034,44
|
-3743,7
|
8572
|
270
|
-14,89
|
218,6
|
2725,93
|
23,837
|
2634,36
|
-2634,36
|
-700,56
|
6950
|
300
|
-12,86
|
1235,6
|
-1624,34
|
-34,457
|
-1583,6
|
1552,20
|
-478,70
|
6400
|
330
|
-7,383
|
3562,3,6
|
-3818,96
|
-92,242
|
-3787,3
|
2318,63
|
-3034,5
|
9066
|
340
|
-5,043
|
6009,54
|
-3661,7
|
-105,41
|
-3647,5
|
1549,97
|
-3317,4
|
9179,6
|
350
|
-2,558
|
7285,65
|
-3137,05
|
-113,74
|
-3133,9
|
682,073
|
-3062,0
|
8818,76
|
360
|
0
|
37284,8
|
26604,45
|
-116,58
|
26604,4
|
0
|
26604,4
|
20874,1
|
370
|
2,558
|
33961,2
|
23565,1
|
-113,74
|
23541,6
|
5123,642
|
23001,3
|
18015,0
|
380
|
5,043
|
28196,3
|
18611,26
|
-105,41
|
18539,2
|
7878,04
|
16861,6
|
13637,0
|
390
|
7,383
|
22490,9
|
14158,08
|
-92,242
|
14040,7
|
8595,922
|
11249,9
|
10215,4
|
420
|
12,86
|
10108,1
|
7130,45
|
-34,457
|
6951,6
|
6813,765
|
2101,40
|
7719,88
|
450
|
14,892
|
5371,03
|
7817,25
|
23,837
|
7554,68
|
7554,679
|
-2009,0
|
10815,3
|
480
|
12,86
|
3536,1
|
9104,65
|
58,293
|
8876,27
|
6673,87
|
-6193,0
|
13664,1
|
510
|
7,383
|
2785,82
|
9128,03
|
68,405
|
9052,35
|
3510,37
|
-8426,0
|
14585,1
|
540
|
0
|
-106,27
|
6206,78
|
68,913
|
6206,78
|
0
|
-6206,7
|
11937,1
|
570
|
-7,383
|
-106,27
|
6211,77
|
68,405
|
6160,26
|
-2388,86
|
-5734,0
|
11710,6
|
600
|
-12,86
|
-106,27
|
5368,57
|
58,293
|
5233,91
|
-3935,26
|
-3651,7
|
10173,9
|
630
|
-14,89
|
-106,27
|
2149,59
|
23,837
|
2077,38
|
-2077,38
|
-552,44
|
6617,31
|
660
|
-106,27
|
-3346,74
|
-34,457
|
-3262,7
|
3198,09
|
-986,31
|
7439,16
|
690
|
-7,383
|
-106,27
|
-8627,98
|
-92,242
|
-8556,4
|
5238,38
|
-6855,7
|
13632,7
|
720
|
0
|
-106,27
|
-10786,6
|
-116,58
|
-10786,
|
0
|
-10786
|
16516,9
|
Н.
Сила Rш подсчитываются по формуле:
Н.
Рисунок 4.3- График силы Rш, действующей на шатунную
шейку
4.1.3 Расчет момента инерции и параметров
маховика
Строится график тангенциальной силы
T = f(α), действующей на
шатунную шейку коленчатого вала от одного цилиндра за рабочий цикл.
Значения
силы T при различных углах поворота коленчатого вала берутся из предыдущих
расчетов.
Определяется средняя ордината:
мм,
мм.
Где;
ΣFпол
- суммарная площадь всех участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс мм2;
ΣFотр
- под осью абсцисс, мм2; lД - длина диаграммы, мм.
После построения графика суммарной
тангенциальной силы многоцилиндрового двигателя определяется средняя ордината ρi
в
(мм) определяющая среднее значение суммарной тангенциальной силы:
Н,
Где;
μ1
= T/lh,=79,2 Н/мм - принятый масштаб по оси ординат; lh =34,39
мм-
высота диаграммы, мм.
Избыточная
работа
Lизб определяется по
формуле:
Lизб = I0δω2,
Нм,
Где;
I0 - момент инерции всех масс, приведенных к оси коленчатого вала.
Работа Lизб
пропорциональна площади Fизб на графике суммарной тангенциальной
силы.
Lизб
= μFизб
Н м,
Где;
μ = μ1μ2
- масштаб площади, Нм/мм2.
Для четырехтактных двигателей
масштаб по оси абсцисс:
м/мм,
м/мм.
R- радиус кривошипа, м; lД
- длина диаграммы Tсум = f(α), мм.
Lизб =0,0029∙986,2=2,86
Нм.
Задаваясь величиной степени
неравномерности вращения δ (для
тракторных двигателей δ =0,015),
определяем
требуемый момент инерции маховика:
кг м2
кг м2
По величине I М находим
массу маховика:
, кг
Где;
D М - диаметр диска, м.
, кг
Рисунок 4.5- График тангенциальной силы T = f(α)
4.2 Неравномерность крутящего момента и хода
двигателя
Векторные и развернутые диаграммы давлений
Степень равномерности изменения
суммарного крутящего момента двигателя оценивают коэффициентом неравномерности
крутящего момента:
.
Где; и
-
соответственно максимальное, минимальное и среднее значения крутящего момента.
Для определения и
пользуются
расчётами из таблицы 5.
Тогда, как видно из таблицы:
Н·м,
Н·м.
вычисляется по
формуле:
, Н·м.
Тогда:
.
Коэффициент неравномерности хода двигателя может
быть вычислен по формуле:
.
Где; -
соответственно максимальная, минимальная и средняя угловые скорости вращения
коленчатого вала:
двигатель
дизель внутренний сгорание
с-1,
с-1,
с-1.
Тогда коэффициент неравномерности хода
двигателя:
Заключение
В ходе выполнения теплового расчета двигателя
были получены следующие результаты: давление в конце впуска МПа;
температура в конце впуска K; давление в конце
сжатия MПа;
температура в конце сжатия K; давление в конце
сгорания МПа;
температура в конце сгорания К; давление в конце
расширения MПа; температура в
конце расширения K; механический КПД
эффективный
КПД литраж двигателя л;
диаметр цилиндра мм; ход поршня мм;
часовой расход топлива кг/ч.
В данном курсовом проекте был исследован
дизельный двигатель по прототипу ЗИЛ-130. В ходе работы был произведен тепловой
расчет двигателя, построены регуляторные и индикаторные характеристики, проанализирована
и просчитана динамика двигателя и неравномерность крутящего момента и хода
двигателя.
Литература
1. Артамонов М.Д., Марин М.М.
Основы теории конструирования автотракторных двигателей. Ч. 1. Теория
автомобильных и тракторных двигателей. Учебник для вузов. - М:Высшая школа,
1973. - 206 с.
2. Болтинский В.Н. Теория.
Конструкция и расчет тракторных и автомобильных двигателей.- М.: Сельхозиздат,
1962. - 391 с.
. Методическое указание к
курсовой работе "Проектирование и производство сельскохозяйственной
техники" - сост.: В.Ф. Хиженок, В.В. Миренков. - Гомель: ГГТУ
им.П.О.Сухого.
. Николаенко А.В. Теория,
конструкция и расчет автотракторных двигателей.- М.: Колос, 1992. - 414 с.
Скотников, В.А. Основы теории и расчета трактора и автомобиля - М.:
Агропромиздат, 1986. -383с.
. Скотников, В.А. Основы
теории и расчета трактора и автомобиля - М.: Агропромиздат, 1986. -383с.
Приложение
РАСЧЕТ ПОРШНЯ
Во время работы двигателя поршень подвергается
нагрузкам от переменного давления газов, температура которых изменяется в
широких пределах, достигая 2800 К, от действия сил инерции движущегося с
переменной скоростью поршня и сил трения. Поршень служит не только для
восприятия нагрузки от газов, но и для уплотнения пространства над ним, а также
и для отвода тепла. В настоящее время широкое распространение получили поршни,
изготовляемые из алюминиевых сплавов методом литья АЛ10В (ГОСТ 2685-75) или
ковки АК4 (ГОСТ 4784-49) из-за их сравнительно легкого веса и хорошего отвода
тепла. Для тракторных дизелей часто поршни выполняют из серого чугуна СЧ 28-48,
СЧ 32-52. Это объясняется тем, что при сравнительно небольших числах оборотов
тракторных дизелей (1000-1800 об/мин) значение сил инерции невелико, а
экономически применение чугунных поршней может быть оправдано. Стальные поршни
в автомобильных двигателях применяют очень редко из-за трудностей их
изготовления.
Толщина днища поршня:
мм.
Расстояние до канавки:
мм.
Толщина стенки:
мм.
Длина юбки поршня:
мм.
Расстояние до оси пальца:
мм.
Толщина юбки поршня,
2=
2÷5
Выбираем равное
5 мм.
Ширина перемычки, s3 равна высоте
кольца. Расстояние между бобышками :
мм.
Наружный диаметр пальца:
мм.
Высота компрессионного кольца:
а=2÷4
Выбираем а=3мм.
Внутренний диаметр поршня:
мм.
Допускаемые напряжения на изгиб для алюминиевых
поршней с неоребренным днищем σиз
=
19÷24 МПа (190÷240 кгс/см2),
с оребренным днищем σиз
=
50÷150 МПа (500÷1500 кгс/см2);
для чугунных поршней с неоребренным днищем σиз=40÷50
МПа
(400÷500
кгс/см2),
с оребренным днищем σиз
=
= 80÷200 МПа (800÷2000
кгс/см2).Цилиндрическую
часть поршня проверяют на сжатие и разрыв в наиболее слабом сечении,
расположенном выше бобышек, т.е. в канавке для маслосъемного кольца, имеющей
прорези или сверления для отвода масла от кольца во внутреннюю полость поршня
Рисунок 5.1 - Чертёж поршня