ВВЕДЕНИЕ

Двигатели внутреннего сгорания относятся к наиболее распространенным тепловым машинам. Эти двигатели, работающие на жидком топливе нефтяного происхождения, явились надежной основой развития автотракторостроения.

Факторами, влияющими на конструкцию ДВС, являются необходимость увеличения удельной мощности, повышение надёжности и возможность использования двигателей в различных условиях эксплуатации при минимальных расходах топлива, стоимости и затратах материалов.

Экономичность и надежность двигателей в значительной степени зависят от систем питания, охлаждения, смазки, автоматизации, регулирования и других систем.

Поэтому рассмотрения особенностей работы, конструирования и расчета этих систем имеет важное значение.

РЕФЕРАТ

Курсовой проект содержит:21 страница, 1 таблица, 3 рисунка, 5 источников литературы, 1 лист формата А1.

ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ.

Объектом курсового проекта является дизельный, восьмицилиндровый двигатель внутреннего сгорания. Целью курсового проекта является овладение методикой и навыками самостоятельного решения задач.

В процессе выполнения курсового проекта выполнил все заданные задачи, а именно произвел расчет и обоснование по следующим пунктам: выбор типа камеры сгорания, выбор коленчатого вала, тепловой расчет двигателя, тепловой баланс двигателя, кинематический и динамический расчет КШМ, а также и построение диаграмм на чертежном формате А1.

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение 3

1 Выбор типа и основных параметров двигателя внутреннего сгорания 6

2 Тепловой расчёт двигателя 8

3 Построение индикаторной диаграммы и определение основных

показателей работы двигателя 12

4 Определение основных размеров и комплексных показателей двигателя 15

5 Тепловой баланс двигателя 16

6 Кинематический и динамический расчёт кривошипно-шатунного

механизма двигателя 18

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 22

1 Выбор типа и основных параметров двигателя внутреннего сгорания

По исходным параметрам выбираю тип двигателя – дизельный. При выборе данного типа двигателя я учитывал следующие преимущества дизельного двигателя перед карбюраторным двигателем, такие как:

- высокие агрегатные мощности ;

- менее токсичность отработавших газов;

- большей моторесурс;

- возможная “всеядность”

- высокая топливная экономичность;

- эффективный к.п.д.

По исходным параметрам для четырехцилиндрового двигателя я принимаю рядное расположение цилиндров. Основное преимущество рядных двигателей состоит в их компактной конструкции.

Принимаю полуразделенную камеру сгорания ЦНИДИ вихривое число которого равна около 10, тип смесеобразования обьёмно-плёночный.

Рисунок 1 Схема камеры сгорания ЦНИДИ

В камере ЦНИДИ примерно 35-40% цикловой подачи топлива подаётся на стенку или в пристеночный слой. Следует отметить более мягкую динамику процесса сгорания и снижение износа деталей цилиндропоршневой группы дизелей.

Смесеобразование

При камере ЦНИДИ приходится 78-84объема камеры сжатия, а отверстие распылителя располагается таким образом, со значительная часть впрыскиваемого топлива под малым углом попадает на стенки камеры и организованным движением воздуха также “размазывается” по поверхности. Значительная часть топлива оказывается впрыснутой и в объем камеры в поршне. Как и при пленочном смесеобразовании, воспламеняется топлив, впрыснутое в объем камеры в поршне(количество топлива в надпоршневой полости оказывается недостаточным для самовоспламенения, т.к. за счтет радиального перетекания оно перешла в камеру в поршне). В итоге обеспечивается сравнительно малая жесткость процесса сгоранияи относительно небольшое максимальное давление сгорания(=6-7МПа). В двигателях с такими камерами расход топлива примерно на 6ниже, чем в предкамерниках.

Недостатком этих двигателей является сравнительная низкая термостойкость острых кромок камеры и высокая чувствительность к показателям работы топливной аппаратуры, определяющим качество образования топливной пленки.

Рисунок 2. Схема коленчатого вала восьмицилиндрового четырехтактного двигателя.

восьмицилиндровые четырехтактные двигатели могут выполняться с плоскими коленчатыми валами (с расположением колен под углом рисунок 2.)

Эту схему можно рассматривать как схему, полученную с добавлением к схеме коленчатого вала четырехцилиндрового двигателя ее зеркальное отображения.

2 Тепловой расчет двигателя

Цикловая подача топлива, г/цикл:

, [г/цикл] (1)

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

g_e – эффективный удельный расход топлива, г/(кВт*ч)

τ – коэффициент тактности двигателя(τ=0,5- четырехтактный двигатель)

N_e – эффективная мощность двигателя, кВт.

[г/цикл]

Плотность заряда на впуске, кг/м³:

, [кг/м³] (2)

где Р₀ – давление окружающей среды, МПа, [стр. 64/2/]

R_в – газовая постоянная воздуха, Дж/(кг*К), R_в=287 Дж/(кг*К)

Т_К – температура окружающей среды, К, Т_К=293 К

[кг/м³]

Необходимый объем воздуха, л:

, [м] (3)

где L₀=14,5 кг – количество воздуха необходимое для сгорания 1кг топлива;

α – коэффициент избытка воздуха, [стр. 49/1/];

-цикловая подача топливаг/цикл

[м]

Ориентировочное значение диаметра цилиндра, м:

, [м] (4)

где η_v=0,8 – коэффициент наполнения цилиндра свежим зарядом

к=1,14 – коэффициент короткоходности

[м]

Ориентировочное значение хода поршня, м:

, [м] (5)

[м]

2.1 Процесс впуска

Определяем температуру в конце процесса впуска:

, [К] (6)

где Т_о – температура окружающей среды, К;

Т –подогрев свежего заряда, К;

_r –коэффициент остаточных газов;

Т_r –температура остаточных газов, К,

Принимаем:

Т_о =293 К [стр.19 /3/];

Т =20-для двигателей без наддува [стр.18 /3/];

_r =0,03…0,06 - в четырехтактных дизелях без наддува и с наддувом [стр.19 /3/],

_r =0,03;

Т_r =800…900 К для дизелей [стр. 8 /4/], Т_r =850 К.

Определяем давление в конце впуска:

Р_а =(0,85…0,9)· Р₀ , [кПа] (7)

где Р_о– давление окружающей среды, кПа

Принимаем для нормальных условий Р_о =107кПа [стр.14 /3/]

Р_а =0,85·101=85,85 кПа

2.2 Процесс сжатия

Определяем давление в конце сжатия:

Р_с =Р_а·εⁿ¹, [кПа] (8)

где n₁- средний показатель политропы сжатия, n₁=1,35

Р_с =85,85·14,5^1,35=3173,855 [кПа]

Определяем температуру в конце сжатия:

Т_с = Т_а · ε^n1-1 [К] (9)

Т_с = 328,64·14 ^1,35-1 =827,685 [К]

2.3 Процесс сгорания:

Определяем теоретически необходимое количество воздуха (в молях) на сгорание 1 кг топлива:

, [кмоль/кг] (10)

где С- содержание углерода в топливе;

Н- содержание водорода в топливе;

О- содержание кислорода в топливе;

Принимаем состав топлива: С=0,87; Н=0,124; О=0,006;

[кмоль/кг]

Определяем действительное количество воздуха:

L=·L₀ , [кмоль/кг] (11)

где  - коэффициент избытка воздуха.

Для дизелей с объемным смесеобразовании =1,35…2,0 [стр.31 /3/],

Принимаем =1,6 [стр.31 /3/]

L=1,6·0,492=0,788 кмоль/кг

Определяем число молей продуктов сгорания 1 кг топлива при  >1:

(12)

Определим химический коэффициент молярного изменения:

(13)

Находим действительный коэффициент молярного изменения:

(14)

Определяем теплоёмкость газов для чистого воздуха:

·С^с_=а+в·Т_с [кДж/кмоль·град] (15)

где а=20,16; в=1,738·10^-3 – постоянные коэффициенты. [стр.10 /4/]

·С^с_=20,16+1,738·10^-3 ·827,685=21,59 [кДж/кмоль·град]

Для продуктов сгорания при  >1:

(16)

Полная теплоёмкость при постоянном давлении:

·С^z_р =·С^z_ +·R (17)

где ·R =8.314- универсальная газовая постоянная[стр.10 /4/]

·С^z_р =

·С^z_р =

Температура в конце сгорания Т_z определяется для дизеля из выражения:

(18)

где - коэффициент использования тепла;

Q_H –низшая удельная теплота сгорания, кДж/кг,

- степень повышения давления.

Для дизелей с полураздельными камерами сгорания величина  =1,4…2,2 [стр.104/1/],

принимаем  =1,5.

Для дизелей = 0,7…0,85[стр.11/4/],

принимаем =0,80;

Для дизельных топлив Q_H = 42500 кДж/кг [стр.11/4/].

Решая квадратное уравнение, определяем Т_z.

К

Определяем давление в конце сгорания:

[кПа] (19)

кПа

2.4 Процесс расширения:

Определяем степень предварительного расширения:

(20)

Степень последующего расширения:

(21)

Давление в конце расширения:

(22)

где n₂ – показатель политропы расширения,

[кПа]

Температура в конце расширения:

[К]

2.5Процесс выхлопа

Давление в конце выхлопа:

Р_r =к_r· Р_о, [кПа] (23)

Р_r =1·101=101кПа