МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ

ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «БАШКИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра: “Автотракторные

двигатели и теплотехника”

Дс. 01.02.01 «Основы теории и

Расчета автотракторных двигателей»

Сд 04.02. «Автомобильные двигатели»

Методическое пособие

к выполнению курсового проекта (работы)

(для студентов IV курса факультета механизации сельского хозяйства)

Уфа 2006

Методические указания составлены профессором

Башировым Р.М. и ассистентом Инсафуддиновым С.З

Рекомендованы к печати кафедрой «Автотракторные двигатели и теплотехника» (протокол №10от «30»ноября 2005 г.) и методической комиссией факультета механизации сельского хозяйства (протокол №38от «06»февраля 2006г.).

Рецензент: д.т.н. Неговора А.В.

Ответственный за выпуск:

зав. кафедрой, д.т.н., профессор Баширов Р.М.

ОГЛАВЛЕНИЕ

Цели, задачи и содержания проекта	4
Оформление проекта	5
1 Выбор типа и основных параметров двигателя и обоснование принимаемого способа смесеобразования	6
2 Тепловой расчет двигателя	6
2.1 Процесс впуска	8
2.2 Процесс сжатия	8
2.3 Процесс сгорания	9
2.4 Процесс расширения	11
2.5 Процесс выхлопа	11
3 Построение индикаторной диаграммы и определение основных показателей работы двигателя	12
3.1 Построение индикаторной диаграммы	12
3.2 Определение индикаторных показателей работы двигателя (рi, i и gi) графическим и аналитическим методами	15
3.3 Определение эффективных показателей работы двигателя	16
4 Анализ влияния заданного в варианте параметра на технико-экономические показатели работы двигателя	17
5 Тепловой баланс двигателя	18
6 Определение основных размеров и комплексных показателей работы двигателя (удельных объемной и поршневой мощностей)	19
7 Кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма	20
7.1 Построение графика инерционных усилий	20
7.2 Построение графика тангенциальных сил	21
7.3. Расчет маховика	23
8 Анализ уравновешенности двигателя	25
9 Расчет топливной системы двигателя	27
10 Скоростная (для ДсИЗ) и регуляторная (дизеля) характеристики.	29
11 Сводные данные спроектированного двигателя	32
Библиография	34

ЦЕЛИ, ЗАДАЧИ И СОДЕРЖАНИЯ ПРОЕКТА

Цель курсового проекта – овладение методикой и навыками самостоятельного решения инженерных задач в области двигателей внутреннего сгорания.

Студенту выдается задание на курсовой проект (работу) по расчету двигателя трактора (автомобиля).

Курсовой проект состоит из разделов:

- выбор типа и основных параметров двигателя и обоснование принимаемой формы камеры сгорания и схемы коленчатого вала, анализ процессов смесеобразования и сгорания с использованием индикаторной диаграммы;

- тепловой расчет двигателя;

- построение индикаторной диаграммы, сил инерции и диаграммы тангенциальных усилий для одного цилиндра, суммарной тангенциальной силы и определение индикаторных и эффективных показателей двигателя;

- тепловой баланс двигателя;

- изображение для заданного положения КШМ усилий, действующих на детали КШМ;

- расчет маховика и его рабочий чертеж;

- определение основных размеров, объемной и удельной поршневой мощности двигателя;

- расчет системы топливоподачи двигателя.

ОФОРМЛЕНИЕ ПРОЕКТА

Все расчеты выполняются в международной системе измерений СИ.

Курсовой проект оформляется в строгом соблюдении требований стандарта предприятия – СТО 0493582-003-2006 в виде пояснительной записки формата А4 с необходимыми схемами, таблицами, графиками.

Все графики строятся в одинаковом масштабе.

Графический материал выполняется карандашом на ватмане формата А1.

Приводимые в пояснительной записке схемы должны иметь порядковой номер и подрисуночные надписи. В тексте на них должны содержаться соответствующие ссылки.

Необходимые для расчетов коэффициенты должны приниматься обосновано (с соответствующими пояснениями и ссылкой на литературный источник цифрами в квадратных скобках, соответствующих нумерации списка литературы, приводимого в конце записки).

1 Выбор типа и основных параметров

ДВИГАТЕЛЯ И ОБОСНОВАНИЕ ПРИНИМАЕМОГО

СПОСОБА СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ

Тип двигателя (дизельный или с искровым зажиганием (ДсИЗ)) принимается с учетом его назначения и условий работы и всех факторов, влияющих на технико-экономические показатели (сложность конструкции и проведения технического обслуживания, моторесурс, стоимость изготовления и ремонта, экономичность и т.д.).

Форму коленчатого вала (расположение колен) следует определять с учетом необходимости обеспечения высокой равномерности крутящего момента и упрощения решения вопросов уравновешивания двигателя.

Принимаемые форму камеры сгорания и способ смесеобразования следует обосновать, учитывая назначение двигателя и требования к его технико-экономическим показателям и простоте конструкции.

2 Тепловой расчет двигателя

Тепловой расчет двигателя производится с целью нахождения показателей рабочего цикла, необходимых для построения индикаторной диаграммы и определения мощностных и экономических показателей двигателя.

Расчет рабочего цикла производится для режима работы двигателя, соответствующего номинальной мощности и нормальным условиям окружающей среды. Необходимые для расчета двигателя значения степени сжатия, коэффициента наполнения цилиндров, показатели политроп сжатия и расширения, параметры окружающей среды, коэффициента использования тепла, а для дизеля- степень повышения давления и давление наддува принимаются на основании лекционного материала и литературных источников.

Индикаторная диаграмма строится расчетным путем на основе определенных основных параметров характерных точек для процессов впуска. сжатия, сгорания, расширения и выпуска.

При определении частоты вращения коленчатого вала n, и соответственно угловой скорости , и степени сжатия  учитывается тип двигателя и указанные в варианте значения А и В:

- для дизеля А=0 и В=10;

- для карбюраторного двигателя А=2000 и В=0.

Предварительно ориентируясь на заданную мощность (N_е) и выполненные двигатели и принятый коэффициент избытка воздуха (α) назначаются приближенные значения удельного расхода топлива (g_e) и коэффициентнаполнения цилиндра двигателя (_v).

После этого находится цикловая подача топлива (g_ц в г/цикл) по следующему выражению:

, (2.1)

где n и i – частота вращения коленчатого вала (мин^-1) и число цилиндров двигателя;

g_e- эффективный удельный расход топлива, г/(кВт∙ч);

 - коэффициент тактности двигателя (τ=1 – если двухтактный и 0,5 -четырехтактный);

N_e - эффективная мощность двигателя, кВт.

Для определения объема воздуха, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска V_д, необходимо предварительно вычислить плотность заряда на впуске ρ_К (кг/м³):

ρ_К = , (2.2)

где p₀=p_k - давление окружающей среды (или давление наддува

для дизелей с наддувом) , кПа;

R_в- газовая постоянная воздуха, ;

Т_к- температура окружающей среды (надувочого воздуха), К.

Учитывая, что для сгорания одного кг топлива требуется примерно L_Т= 14,5 кг воздуха, для вычисленной цикловой подачи получается (л):

V_д = , (2.3)

Приняв коэффициент короткоходности (к) определяются ориентировочные значения диаметра (D) и хода поршня (S), м:

, (2.4)

и S=к∙D. (2.5)

Ориентируясь на эти значения, ведется уточненный тепловой расчет двигателя. Окончательные значения Dи S уточняются по результатам теплового расчета двигателя.

Тепловой расчет начинается с процесса впуска.

2.1 Процесс впуска

Температура в конце процесса впуска Т_а, в К:

, (2.6)

где Т₀ – температура окружающей среды, К;

Т – подогрев свежего заряда,;

_r – коэффициент остаточных газов;

Т_r – температура статочных газов,

Т_r=900…1100 К – для ДсИЗ, Т_r=700…900 К – для дизелей.

Для двигателя с наддувом:

, (2.7)

где Т_к – температура воздуха после компрессора, К:

Т_к= (2.8)

где n_k – показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре.

Для центробежных нагнетателей с охлажденным корпусом n_k=1,4…1,8; без охлаждаемого корпуса n_k=1,8…2,0.

Давление в конце впуска p_а, в кПа:

p_а= (0,85…0,9)p₀ , (2.9)

где p₀ – давление окружающей среды (или давление наддува p_к), кПа.

2.2 Процесс сжатия

Давление в конце сжатия p_с (кПа):

p_с = p_а · ε ⁿ¹ , (2.10)

где n₁ - средний показатель политропы сжатия.

Величину n₁ можно определить по эмпирической формуле профессора В.А. Петрова, как функцию частоты вращения коленвала:

- для карбюраторного двигателя (2.11)

- для дизельного двигателя , (2.12)

Температура в конце сжатия (К): Т_с= Т_а · ε^n1-1, (2.13)

2.3 Процесс сгорания

Предварительно находится теоретически необходимое количество воздуха на сгорание 1 кг топлива (кмоль/кг):

, (2.14)

где С – содержание углерода в топливе, кг;

Н – содержание водорода в топливе, кг;

О – содержание кислорода в топливе. кг.

Затем определяется действительное количество воздуха (кмоль/кг):

L=L₀, (2.15)

При выборе коэффициента избытка воздуха  учитывается тип двигателя и его камеры сгорания.

Число молей газов после сгорания:

- при 1 ; (2.16)

- при 1 . (2.17)

Химический коэффициент молярного изменения:

. (2.18)

Действительный коэффициент молярного изменения:

. (2.19)

Мольная теплоемкость чистого воздуха μ_v^c, в кДж/(кмоль·К):

, (2.20)

где а=20,16; в=1,73810^-3 – постоянные коэффициенты

Для продуктов сгорания:

- при 1 ,

- при 1 . (2.21)

Мольная теплоемкость при постоянном давлении:

, (2.22)

где R=8,314 кДж/ (кмоль·К) – универсальная газовая постоянная.

Температура в конце сгорания Т_z определяется по формулам:

- для дизеля:

, (2.23)

- для ДсИЗ:

. (2.24)

где – коэффициент использования тепла. Для ДсИЗ =0,85…0,95, для дизелей =0,7…0,9;

Q_i^r– низшая удельная теплота сгорания (для дизельных топлив Q_H=42500 кДж/кг, для бензина Q_H=44000 кДж/кг);

Q –потеря тепла из-за неполноты сгорания. Для случая, когда 1 - Q=118000 (1-)L_о кДж/кг ;

-степень нарастания давления.

Для дизельных двигателей величины  следует задаваться в соответствии с типом камеры сгорания:

- для однокамерных =1,7…2,2;

- для вихре- и предкамерных =1,4…1,8.

Для ДсИЗ величина  определяется после вычисления давления в конце сгорания Р_z.

- для дизеля: p_z= λp_с, (2.25)

- для ДсИЗ: , (2.26)

2.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения:

. (2.28)

Степень последующего расширения:

. (2.29)

Давление в конце расширения (кПа):

. (2.30)

Температура в конце расширения, К:

. (2.31)

Показатель политропы расширения определяется по эмпирической формуле профессора В.А. Петрова:

-для карбюраторного двигателя n₂=1,21+ ; (2.32)

- для дизеля n₂=1,21+ -0,02 (2.33)

2.5 Процесс выхлопа

Давление в конце выхлопа p_r (кПа):

- для двигателей без наддува : p_r=k_rp_o, (2.34)

где k_r=(1.05…1.25);

- для двигателей с наддувом : p_r=k_rp_k, (2.35)

где k_r=(0,75…1,0);

3 Построение индикаторной диаграммы и

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ

3.1 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

Для построения индикаторной диаграммы (см. рисунок 3.1) рекомендуюся следующие наиболее удобные масштабы:

- для давления: 1мм= (25…30) кПа;

- для объема: 10мм=V_с – для дизеля;

20мм=V_с – для ДсИЗ

На диаграмме проводится линия атмосферного давления и отмечаются по результатам теплового расчета характерные точки процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения и выхлопа

(р_ р_c, , р_в и р_r). Промежуточные пять-шесть точек политроп сжатия и расширения вычисляются по уравнению:

- для сжатия: (3.1)

- для расширения: (3.2)

Эти политропы могут строиться и графически.

Находя тангенциальные усилия графически (или аналитически) можно построить развернутую диаграмму тангенциальных усилий одного цилиндра двигателя.

Для многоцилиндрового двигателя диаграмма суммарных тангенциальных усилий ∑Т строится сложением диаграмм всех цилиндров (с учетом угла «заклинки» вала). На рисунке 3.2 для примера приведены эти усилия для четырехцилиндрового двигателя.

Рисунок 3.1 Графики давлений газов и инерционных и тангенциальных сил четырехцилиндрового двигателя.

На индикаторной диаграмме должно быть указанно:

- название диаграммы;

- масштаб диаграммы;

- размерность и значение осей;

- обозначения характерных точек.

Рисунок 3.2 Графики тангенциальных сил отдельных цилиндров рядного четырехцилиндрового двигателя (Т₁, Т₂, Т₃, и Т₄) и суммарного тангенциального усилия (∑Т).

3.2 Определение индикаторных показателей

РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ ( Р_i, _i и g_i ) ГРАФИЧЕСКИМ И

АНАЛИТИЧЕСКИМ МЕТОДАМИ.

Графически теоретическое среднее индикаторное давление Р_i^/ в кПа определяется по формуле:

, (3.3)

где A – площадь индикаторной диаграммы, мм²;

l=V_h – длина диаграммы по оси, мм;

 - масштаб давления, кПа/мм.

Для аналитического определения теоретического среднего индикаторного давления используются формулы (кПа):

- для дизеля:

, (3.4)

- для ДсИЗ:

, (3.5)

Действительное среднее индикаторное давление Р_i в кПа определяется с учетом округления диаграммы и затрат на насосные (вспомогательные) хода поршня:

p_i =φ· -Δр, (3.6)

где p=p_r-p_а, кПа

φ –коэффициент округления (учитывает снижение площади диаграммы из-за округления), =0,92…0,95.

В пояснительной записке вкратце раскрывается физический смысл величины Р_i.

Процент несовпадения величин среднего индикаторного давления, вычисленных аналитически и графически, определяется по выражению (%):

, (3.7)

Допустимая погрешность p_i=3…5%.

Индикаторный коэффициент полезного действия определяется по формуле:

(3.8)

Затем находится индикаторный удельный расход топлива (кг/(кВт·ч)):

, (3.9)

3.3 Определение эффективных показателей

РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ

Среднее эффективное давление p_е, в кПа определяется по формуле:

p_е=p_i-p_M, (3.10)

где Р_М – механические потери, вычисляются по эмпирическим формулам в зависимости от средней скорости поршня С_n:

- для дизеля

p_М=( 0,9+(0,11…0,15)С_n) 10²,

- для карбюраторного двигателя

p_М= (0,35+(0,115…0,15)С_n ) 10². .

Средняя скорость поршня С_n в м/с принимается ориентируясь на предварительно определенное значение хода поршня (по выражению 2.5):

. (3.11)

Эффективный коэффициент полезного действия

_c=_i_м, (3.12)

где - механический коэффициент полезного действия.

Эффективный удельный расход топлива уточняется по выражению:

g_e= , (3.13)

4 Анализ влияния заданного в варианте

ПАРАМЕТРА НА ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ

ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ

Основной (заданный) вариант рассчитывается обычным способом, используя выше приведенные формулы.

После завершения работы по основному варианту следует задаться четырьмя значениями указанного в варианте варьируемого параметра, например:    p_к, _r, Т и т.д. и рассчитать все 5 вариантов (включая заданное основное значение этого параметра) на ЭВМ, используя программу, разработанную кафедрой на основе вышеизложенной методики. Программе присвоено название ДВС_2000.ЕХЕ.

После запуска данной программы необходимо ввести в компьютер следующие данные:

Тип двигателя (дизель=1, бензиновый=2)

Номинальная эффективная мощность N_е, кВт

Номинальная частота вращения n_к, мин^-1

Степень сжатия 

Давление наддува p_к, кПа

Политропа сжатия компрессора n_к, (для дизеля с наддувом)

Подогрев свежего заряда Т, К

Температура остаточных газов, Т_r

Коэффициент остаточных газов, _r

Коэффициент при определении давления в конце впуска

Коэффициент избытка воздуха 

Коэффициент использования теплоты 

Степень повышения давления (для дизеля) 

Коэффициент при определении давления в конце выпуска

Коэффициент при определении потерь на трение

Число цилиндров i

Коэффициент короткоходности k

Принятая в расчете ориентировочная скорость поршня с_n, м/с

Вычисленное значение температуры в конце сгорания Т_z, К

Вычисленное значение давления в конце сгорания р_z, кПа

Вычисленное значение эффективного КПД, _е.

Если Ваш расчет произведен правильно компьютер включит программу и проведет расчет, в противном случае укажет какой параметр определен не верно или не входит в приделы.

Далее необходимо ввести число, соответствующее определенному заданием изменяемому параметру (1=, 2=, 3=, 4=p_к, 5=_r, 6=T, 7=p_о, 8=, 9=Т_с), и последовательно ввести заданные значения параметра. По результатам полученных данных следует построить графики, показывающие влияние заданного параметра на технико-экономические показатели работы двигателя, проанализировать эти графики (объяснить почему именно так влияет заданный параметр).

5 Тепловой баланс двигателя

Тепловой баланс характеризует распределение теплоты, выделившейся при сгорании топлива, введенного в цилиндр двигателя, на полезно используемую работу, уносимую с охлаждающей жидкостью, на потери с выхлопными газами и неучтенные потери.

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом (кДж/ч):

Q=Q_i^r G_T. (5.1)

Теплота, эквивалентная эффективной работе (кДж/ч):

Q_e=3600N_e. (5.2)

(5.3)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде (кДж/ч):

- для дизеля

, (5.4)

- для карбюраторного двигателя

, (5.5)

, (5.6)

где С – коэффициент, равный 0,45…0,53;

i – число цилиндров;

D – диаметр цилиндра, см;

n – частота вращения коленчатого вала, мин^-1;

 - коэффициент избытка воздуха.

Теплота, уносимая с отработавшими газами (кДж/ч):

Q_r=C_p(T_r-T_o)(G_в+G_T), (5.6)

где С_р – удельная массовая средняя теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении; С_р=1,04 кДж/(кгК);

Т_r и Т_о – температуры отработавших газов и окружающей среды, К;

G_r и G_T – массы поступившего в цилиндр воздуха и топлива, кг/ч.

(5.7)

Потеря теплоты вследствие химической неполноты сгорания топлива (для ДсИЗ при 1) (кДж/ч):

Q_н.с.= 61500(1-) G_T, (5.8)

и (5.9)

Неучтенные потери: Q_н.у.=Q-(Q_c+Q_r+Q_в+Q_н.с.), (5.10)

(5.11)

6 Определение основных размеров и

КОМПЛЕКСНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ (ОБЪЕМНОЙ И

ПОРШНЕВОЙ МОЩНОСТЕЙ) ДВИГАТЕЛЯ

Основные размеры двигателя определяются на основе потребной мощности двигателя с учетом коэффициента короткоходности К=S/D и отношения =r/l.

Принятые значения К и  обосновываются.

Уточненное по результатам теплового расчета значение рабочего объема одного цилиндра находится по формуле (м³):

, (6.1)

где i – число цилиндров.

Диаметр цилиндра в м:

D= . (6.2)

Ход поршня ( м):

S=КD. (6.3)

Радиус кривошипа (м):

. (6.4)

Длина шатуна (м):

. (6.5)

Удельная объемная мощность двигателя (кВт/м³) :

. (6.6)

Удельная поршневая мощность (кВт/м²):

. (6.7)

7 Кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

Для заданного в варианте положения колен вала (угла ) приводится в определенном масштабе схема сил, действующих на КШМ – суммарной, нормальной, направленной на шатуну и тангенциальной. Для этого же положения кривошипа определяется крутящий и опрокидывающий моменты, сравниваются их величины и дается объяснение результатам сравнения.

7.1 ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКА ИНЕРЦИОННЫХ УСИЛИЙ

Удельная масса поступательно движущихся деталей КШМ (в кг/м²):

m_s=m_n+0,275m_ш, (7.1)

Для приближенных расчетов значения m_n и m_ш можно принимать по таблице 7.1:

Параметры, необходимые для построения графика инерционных сил по методу Толе, находятся по формуле:

A=P_jmax=m_s²r(1+)10^-3,

В=P_jmax=m_s²r(1-)10^-3,

С=P_jmax=3m_s²r10^-3,

Таблица 7.1 Значения масс комплекта поршня (m_n) и шатуна (m_ш) в кг/м²

Наименование детали	Материал	ДсИЗ	Дизели
Поршень	Алюминиевый сплав	80…150	150…300
	Чугун	150…250	250…400
Шатун	Сталь	100…200	250…400

После определения величин А, В, и С в таком же масштабе, как и давления газов откладываются А – в ВМТ, В – в НМТ и С – в пересечении прямой, соединяющей точке А и В с нулевой линией (см. рисунок 3.1).

Затем используя точки А, В и С стоится парабола (точка С соединяется с точками А и В, стороны АС и ВС полученного АВС делятся на одинаковое число отрезков, одноименные точки соединяются между собой и по полученным линям проводится огибающая кривая). Она и будет представлять график инерционных усилий возвратно-поступательно движущихся деталей КШМ.

7.2 Построение графика тангенциальных сил

Используя индикаторную диаграмму, график инерционных сил и полукруг Брикса находится действующая на поршень суммарная сила Р_д в кПа (через каждый 15 град угла поворота кривошипа колен вала) по выражению:

p_д=(p_r-p_o)p_Т (7.2)

Полукруг Брикса строится следующим образом.

Ниже индикаторной диаграммы проводится полуокружность радиусом r=V_h/2. Вправо по горизонтали от точки О откладывается отрезок ОО’ равный _Т/2 (рисунок 3.1). От точки О’ проводится луч О’К под углом  до пересечения с полуокружностью. Проекция конца луча к горизонтальной линии и определяет положение поршня для рассматриваемого угла  (отрезок S_(а) – ход поршня).

Знаки усилий (Р_г -P_o) и Р_j определяют по условию – если препятствуют они движению поршня, то минус, если направлены в сторону движения поршня, то плюс.

Результаты расчета для удобства заносятся в таблицу 7.2.

Таблица 7.2 Результаты вычислений.

, град	pг. кПа	(pг-pо). кПа	pj, кПа	pд=(pг-pо)pj, кПа	Т, кПа
1	2	3	4	5	6
15 30 45 … 720

Величину силы Т нужно определить используя схему КШМ (рисунок 3.1). Для этого на продолжении радиуса кривошипа ОВ откладывают отрезок ВС, равный (в принятом масштабе) силе Р_д.

Перпендикуляр, опущенный из точки С на ось цилиндра двигателя до пересечения с направлением шатуна (отрезок СД), и представляет силу Т.

Для построения диаграммы удельной тангенциальной силы берут отрезок (рисунок 2) и делят его на части с интервалом 15 град. На концах этих отрезков откладывают значения Т в таком же масштабе и с таким же знаком, как Р_д.

Для многоцилиндрового двигателя строится суммарная диаграмма тангенциальных сил с учетом расположения колен вала двигателя. Так, для четырехтактного двухцилиндрового двигателя с расположением колен под углом 180 град суммарная диаграмма строится как сумма двух диаграмм, сдвинутых на 180 град.

Для четырехцилиндровых двигателей диаграмма строится как сумма соответственно 4 диаграмм, сдвинутых по фазе каждая относительно предыдущей на 180 (при расположении колен по рисунку 3.2).

Поскольку при этом участки суммарной диаграммы 720/i (i – число цилиндров) периодически повторяется, то достаточным оказывается построение диаграммы только на одном участке.

Для шестицилиндрового двигателя сдвиг фаз составляет 120 град.

Если двигатель V-образный, то суммарная тангенциальная диаграмма находится сложением диаграмм цилиндров правого и левого рядов, построенных аналогично вышеуказанному с учетом угла развала цилиндров своего ряда.

Используя суммарную диаграмму определяется среднее значение тангенциальной силы  в мм:

, (7.3)

где F_пол и F_отр – сумма положительных и отрицательных площадей суммарной тангенциальной диаграммы Т;

l – длина диаграммы.

По величине  находится эффективная мощность двигателя ( кВт):

, (7.4)

Совпадение этого значения мощности с заданной свидетельствует о правильности построения диаграмм. Несовпадение мощностей допускается до 3 %.

7.3. Расчет маховика

Используя график тангенциальных усилий, определяется момент инерций всех вращающихся частей, затем параметры маховика.

По графику (рисунок 3.2) определяется максимальная избыточная работа (кВт):

, (7.5)

где μ- масштаб площади.

μ= μ₁∙ μ₂ (7.6)

где μ₁- масштаб тангенциальной силы (кПа/мм);

μ₂- масштаб длины, (м/мм).

, (7.7)

Момент инерции всех вращающихся частей двигателя J (кг·м²):

, (7.8)

где δ- неравномерность вращения коленчатого вала.

Обычно задаются неравномерностью вращения коленчатого вала:

- для дизелей δ= 0,006…0,01;

- для ДсИЗ δ= 0,004…0,005.

Момент инерции маховика J_м (кг·м²):

J_м=(0,86…0,9)∙J, (7.9)

Масса маховика m (кг):

, (7.10)

где R_ЦТ- радиус центра тяжести сечения, м;

Рисунок 7.1 Расчетная схема маховика

8 Анализ уавновешенности двигателя

При этом выясняются неуравновешенные силы и моменты сил. Затем выбирается метод уравновешивания, приводится схема уравновешивающего механизма и вычисляются его конструктивные параметры.

Разрабатывается схема уравновешивания ∑P_{J I} и ∑P_{J II}

Для рассматриваемого четырехцилиндрового д.в.с., например, кривошипы располагаются под углом =180 (рисунок 8.1). При этом:

- силы инерции первого порядка взаимно (естественным образом) уравновешиваются:

, (8.1)

- силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направлены в одну сторону и их сумма равна:

, (8.2)

- моменты от сил инерции первого порядка также взаимно уравновешиваются:

, (8.3)

Приводится предлагаемая схема уравновешивания сил инерции второго порядка двигателя.

Моменты от Р_с взаимно уравновеши­ваются. Следует заме­тить, что хотя эти моменты и уравно­вешиваются, но они нагружают коренные под­шипники двигателя. С целью раз­грузки этих подшипников обычно уравно­вешивают Р_ц каждой половины вала нащечными противовесами (рисунок 8.1).

Центробежная сила вращающихся масс Р_ц в кг·м/с² кривошипно-шатунного механизма (без противовесов) равна:

Р_ц =m_s ·r·² , (8.4)

где m_s–удельная масса вращающихся частей двигателя, кг/м² m_s=m_n+0, 725m_ш, (8.5)

где m_n –масса комплекта поршня (поршня, колец, пальца и др.), кг (таблица 7.1);

m_ш – масса шатуна, кг (таблица 7.1);

r- радиус кривошипа.

Для уравновешивания центробежной силы Р_ц нащечными противовесами должно соблюдаться условие:

Р_ц =Р_пр, (8.6)

где Р_пр - центробежная сила, возникающая от вращающегося противовеса (Р_пр = m_пр ·р·²),

m_пр –масса противовеса.

ρ -расстояние от центра тяжести противовеса до оси коленчатого вала, м.

В соответствии с выражение 8.6:

m_r ·r·² = m_пр ·р·²

m_пр ·р= m_r ·r

Задаваясь расстоянием от центра тяжести противовеса до оси коленчатого вала ρ (с учетом габаритов кривошипа) определяется удельная масса противовеса:

Рисунок 8.1 Схема действия сил инерции в рядном 4-х цилиндровом двигателе

9 Расчет системы топливоподачи

ДВИГАТЕЛЯ

Вкратце описывается назначение системы, а также возможные её типы. Даются расчетная схема и подробный расчет элементов системы проектируемого д.в.с.

9.1 Расчет топливного насоса высокого давления.

Цикловая подача V_ц (мм³/цикл):

, (9.1)

где ρ- плотность топлива, г/см³;

Теоретическая подача секции топливного насоса составляет V_т (мм³/цикл):

, (9.2)

где η_н- коэффициент подачи насоса

Приняв отношение хода плунжера к его диаметру равным a=S_пл/d_пл=1 находим диаметр плунжера (мм):

, (9.3)

Полный ход плунжера S_пл (мм):

S_пл=d_пл ∙а , (9.4)

Геометрически полезный ход плунжера S_акт (мм):

, (9.5)

2. Расчет форсунки.

Определяется продолжительность впрыска топлива ∆ t (с):

, (9.6)

где - продолжительность впрыска топлива в градусах поворота коленчатого вала (принимается с учетом способа смесеобразования и типа форсунки).

Находится среднее давление газов в цилиндре Р_ц (МПа) период впрыска :

, (9.7)

где p_с -давление в конце процесса сжатия, кПа;

p_z- максимальное давление в цилиндре, кПа.

Средняя скорость истечения топлива через сопловые отверстия ν_ф (м/с):

, (9.8)

где p_ф- давлене впрыскивания топлива, МПа.

μ_ф- коэффициент расхода топлива

Суммарная площадь сопловых отверстий (мм²)

, (9.9)

Диаметр соплового отверстия d_c в (мм):

, (9.10)

где m- число сопловых отверстий в распылителе.

Приведенные выше расчеты дают возможность лишь ориентировочно определить основные конструктивные параметры топливного насоса и форсунки. Объясняется это тем, что действительный процесс топливоподачи из-за сложных гидродинамических явлений, происходящих в топливной системе, значительно отличается от принятого в расчете.

2. Профилирование кулачка.

На основе поученных значений продолжительности впрыска, полного активного хода плунжера производится профилирование кулачка топливного насоса.

10 Cкоростная и регуляторная характеристики

Для ДсИЗ строится внешняя скоростная характеристика (рисунок 10.1), для дизельного двигателя – регуляторная (рисунок 10.2).

Значения точек, необходимые для построения характеристик ДсИЗ определяются определяются по выражениям.

1. для номинального режима:

- угловая скорость вращения к.в. в м/с: , (10.1)

- крутящий момент двигателя в Н·м: М_к = , (10.2)

- часовой расход топлива в кг/ч: G_т = G_е×N_е, (10.3)

2) для минимальной частоты вращения коленчатого вала:

- угловая скорость вращения к.в.принимается ω _min= 70…100 с^-1;

- минимальная мощность двигателя N_еmin (кВт):

, (10.4)

- минимальный удельный расход топлива g_еmin (г/(кВтч)):

, (10.5)

- минимальный часовой расход топлива G_{т min} (кг/ч):

G_{т min} = g_{e min}×N_{e min} ∙10^-3 , (10.6)

Расчетные 5…6 точек (от ω_min до ω_н ) определяются по выражениям, используемых для определения N_{e min}, g_{e min}, подставив вместо ω_min значения ω_i (расчётной точки).

Для дизельного двигателя значения точек определяются по выражениям:

1. для номинального режима ω_н, M_к и G_т- так же как и для ДсИЗ;

2) для режима холостого хода (регуляторная ветвь):

- угловая скорость холостого хода ω_х, (с^-1):

ω_х=(1+δ_р)∙ ω_н, (10.7)

Рисунок 10.1 Внешняя скоростная характеристика ДсИЗ.

Рисунок 10.2 Регуляторная характеристика дизеля.

- крутящий момент х.х.:

М_кх=0, (т.к. N_{e хх}=0);

- часовой расход х.х.:

G^тх = Gт×(0,26…0,3), (10.8)

3) для корректорой ветви:

-минимальная угловая скорость вращения к.в. ω _min, с^-1:

ω _min= (54…90);

-номинальная мощность двигателя (кВт):

-для дизелей с неразделенными камерами сгорания:

, (10.9)

-для дизелей с предкамерами:

, (10.10)

-для дизелей с вхревыми камерами сгорания:

, (10.11)

- минимальный крутящий момент М_{к min} (Н·м):

М_{к min} = , (10.12)

- минимальный удельный расход топлива g _{e min} (г/(кВтч)):

, (10.13)

- минимальный часовой расход топлива G_{т min} (кг/ч):

G_{т min} = g_{e min}×N_{e min} ∙10^-3 , (10.14)

Остальные расчётные 6 точек определяются используя ЭВМ по разработанной кафедрой программе. При этом в машину равномерно вводятся значения ω_i.

Результаты расчетов заносятся в таблицу 1.

Таблица 10.1. Результаты вычислений N_e, M_к, g_e и G_т .

n, мин-1	Nе, кВт	Мк, Нм	gе, г/(кВт·ч)	Gт, кг/ч
1	2	3	4	5

9. Сводные данные спроектированного двигателя

В этой части пояснительной записки даются краткое описание двигателя и его техническая характеристика.

КОНСТРУКТИВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДВИГАТЕЛЯ:

1. Тип двигателя;

2. Число цилиндров, i;

3. Размерность, D/S;

4. Литраж двигателя V_h∙i, м³;

5. Степень сжатия, ε;

6. Средняя скорость поршня c_п, м/с;

ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ:

1. Номинальная мощность, N _{е н}, кВт;

2. Номинальная частота вращения коленчатого вала, n_н, мин^-1;

3. Максимальный крутящий момент М _{к max}, при номинальной частоте вращения коленчатого вала, кН∙м;

4. Эффективный удельный расход топлива, g_e, ;

5. Часовой расход топлива, G_т, кг/ч;

6. Эффективный к.п.д., η_е;

7. Удельная объемная мощность, N_л, кВт/м³;

8. Удельная поршневая мощность, N_п , кВт/м².

Библиография

1. Баширов Р.М. Топливные системы для автотракторных дизелей.- Уфа: Гилем, 2005.- 204с.

2. Колчин А.Н., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. м.: Высшая школа,1980.-400с.

3. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. 2-е изд., перераб. И доп. – М.: Колос, 1992.-414 с.

4. Стуканов В.А. Основы теории автомобильных двигателей и автомобиля. – М.: Форум: ИНФА, 2004.-368 с.

2

3

33

4

5

32

31

6

7

30

29

8

9

28

27

10

11

26

25

12

13

24

23

14

15

22

21

16

17

20

18

19