69500

Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизельного двигателя

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Следует учитывать что с увеличением λ повышается вероятность задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра в связи с чем приходится выполнять вырезы в нижней части цилиндров; увеличивается давление на стенку цилиндра повышаются потери мощности на трение и ускоряется изнашивание...

Русский

2014-10-05

733 KB

8 чел.

ВВЕДЕНИЕ

Автотракторные двигатели – сложные технические устройства. В результате длительного периода развития они в настоящее время обладают достаточно высокой степенью совершенства и приемлемыми мощностными и экономическими показателями, а также достаточно надежны в работе. Однако, необходимость повышения эффективности использования тракторов, автомобилей и других мобильных энергетических средств требует дальнейшего совершенствования, как самих машин, так и их силовых установок.

Особенности конструкций автомобильных и тракторных двигателей и тенденции их развития полностью определяются требованиями к автомобилям и тракторам в соответствии с потребностями народного хозяйства страны. Кроме того, машины должны быть конкурентоспособными на мировом рынке.

Тракторы, автомобили и самоходные сельскохозяйственные машины используются для выполнения различных операций в течении года. Эти различия определяют особые требования к типам силовых установок, их ресурсу, экономичности и экологической безопасности. Поэтому важное значение имеют вопросы правильной организации эксплуатации автотракторных двигателей, при которой будут достигнуты вышеуказанные требования. Инженер-механик сельскохозяйственного производства должен владеть вопросами теории автотракторных двигателей, без которых невозможно дальнейшее изучение предметов эксплуатации, диагностики и ремонта сложной сельскохозяйственной техники. Целью курсовой работы является систематизация и закрепление знаний по основным разделам дисциплины «Основы теории автомобильных и тракторных двигателей».

1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна λ= R/L для современных автотракторных двигателей составляет 0,21...0,30, причем для быстроходных двигателей обычно применяются длинные шатуны (значения λ малы), для тракторных - относительно короткие.

Следует учитывать, что с увеличением λ повышается вероятность задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра, в связи с чем приходится выполнять вырезы в нижней части цилиндров; увеличивается давление на стенку цилиндра, повышаются потери мощности на трение и ускоряется изнашивание цилиндров и поршней; возрастают силы инерции второго порядка, что также способствует ускорению изнашивания деталей двигателя; уменьшается габаритная высота, масса шатуна и двигателя. Последнее является единственным преимуществом коротких шатунов. Принимаем λ=0,25.

1.2 Выбор размеров и числа цилиндров

Выбор размеров и числа цилиндров производится на основе следующих соображений.

Диапазон возможного изменения диаметра цилиндра можно определить, используя зависимость D=f(nн) для существующих моделей двигателей (рис 1.1 [1]). Точки на графиках соответствуют реальным двигателям, степень концентрации точек указывает предпочтительность выбора размеров цилиндра при заданной частоте вращения. Верхние границы заштрихованной области относятся к короткоходным (S/D=0,8...0,9), а нижние - к длинноходным (S/D=1,1...1,2) двигателям. При известных типах двигателя и частоте можно определить диапазон предпочтительных диаметров цилиндра. Назначив стандартный D (в мм, округленный на 0 или 5 - для дизелей), по соответствующему соотношению S/D определяют ход поршня S и ориентировочно среднюю скорость поршня. Принимаем D=110 мм, тогда ход поршня S=0,99·110=139,7 мм. Скорость поршня:

м/с

При этом следует помнить, что Сп в определенной степени является показателем тепловой напряженности и динамической нагруженности деталей двигателя и существенное ее повышение нежелательно. В этом случае необходимо увеличить диаметр цилиндра D.

По заданным номинальной мощности N, частоте вращения коленчатого вала nн, оцененным размерам цилиндра определяют их число i. Следует учитывать, что число цилиндров в свою очередь определяется уровнем форсирования двигателя по мощности, т.е. литровой мощностью.

Для определения литровой мощности N по известному диаметру цилиндра D целесообразно использовать графики Nел=f(D). Принимаем литровую мощность равной Nел=14,0 кВт/л.

Цилиндровая мощность:

кВт

где Vh - рабочий объем цилиндра, л;

D и S - в дм.

При заданной эффективной мощности двигателя Nен требуемое число цилиндров:

i=Nен/Nц =154/17,6=8,8

Полученное значение i округляют до ближайшего целого числа, однако желательно исключить значения i= 5, 7, 9...и т.д. Принимаем i=8.

После определения числа цилиндров следует уточнить значение литровой мощности по формуле:

     

1.3 Выбор камеры сгорания, коэффициента избытка воздуха

и степени сжатия

В настоящее время в 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.

Принимаем неразделенную камеру сгорания с непосредственным впрыском и объемно-пленочным смесеобразованием.  

Коэффициент избытка воздуха α 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 карбюраторных бензиновых двигателей α = 0,85...1,15; газовых с искровым зажиганием – 1,0...1,3; дизелей без наддува с непосредственным впрыском – 1,4...1,8; с наддувом – 1,6...2,0; вихрекамерных – 1,3...1,5. Принимаем для дизеля без наддува α =1,6.

Степень сжатия определяется способом смесеобразования (внутреннее или внешнее), свойствами топлива, наличием наддува и т.п. В двигателях с воспламенением от электрической искры ε ограничивается по условию предупреждения явления детонации и выбор ее зависит от антидетонационных свойств применяемого топлива.

Необходимо иметь в виду, что повышение степени сжатия увеличивает термический КПД рабочего цикла двигателя и, как следствие – улучшает экономичность, однако одновременно с увеличением ε необходимо применять более дорогое топливо с большим октановым числом.

Для дизелей значение степени сжатия рекомендуется выбирать в следующих пределах: дизели с непосредственным впрыском без наддува ε =
= 15...17; с наддувом
ε = 13,5...15; вихрекамерные дизели ε = 17...20. Для дизелей увеличение ε также способствует повышению термического КПД, но с другой стороны увеличению нагрузки на детали КШМ, уменьшению механического КПД. Принимаем ε=16.

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:

,

где τ - тактность двигателя (для четырехтактных двигателей τ=4).

Предварительно приняв e=0,30...0,42 для дизелей, а также v=0,8...0,9 можно определить ρk, требуемую для реализации Nел:

.

Тогда по известному значению ρk можно определить требуемое давление наддува:

,

где p0 - давление окружающей среды (p0=0,1 МПа);

 0 - плотность атмосферного воздуха (0=1,21 кг/м3);

 nk - показатель политропы сжатия в компрессоре, зависящий от его типа и степени совершенства протекающего в нем процесса (для центробежных компрессоров nk=1,6...2,0).

При данном значении рк (менее 0,14 МПа) применение наддува неэффективно ([1], стр.24), значит, решение принять двигатель без наддува верно. В дальнейших расчетах ,.

2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДИЗЕЛЯ

Цель теплового расчета - определение индикаторных параметров рабочего цикла, КПД и экономичности, уточнение основных размеров проектируемого двигателя.

Для расчёта двигателя необходимо определить тип используемого двигателя. Для чего, используя исходные данные и пользуясь приложениями, выбираем тип двигателя, который соответствует заданной: грузоподъемности, мощности, частоте вращения коленчатого вала. Исходным данным соответствует шестицилиндровый рядный дизельный двигатель.

2.1 Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизеля

При выполнении теплового расчета двигателя в первую очередь определяются параметры рабочего тела, окружающей среды и остаточных газов.

2.1.1 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кг/кг топлива,   

где C, H и O - весовая доля соответствующих компонентов.

Для дизельного топлива можно принять:

C=0,857; H=0,133; O=0,01,

или

кмоль/кг топлива,         

где B - масса 1 кмоля воздуха (B=28,96 кг/кмоль).

Количество свежего заряда

М1=L0=1,8·0.5=0,9 кмоль/кг топлива,     

где =1,8— коэффициент избытка воздуха.

Общее количество продуктов сгорания:

М2=L0+H/4+О/32=1,8·0.5+0,133/4+0,01/32=0,933 кмоль/кг топлива.

При этом химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

0=M2/M1=0,933/0,9=1,037

 

2.1.2 Параметры окружающей среды и остаточных газов

Атмосферные условия, необходимые для последующих расчетов принимаются следующие: p0=0,1 МПа; T0=293 K. Давление остаточных газов pr=0,11...0,17 МПа в зависимости от сопротивления выпускного тракта: для дизелей без наддува pr=0,11...0,12МПа; для дизелей с наддувом в зависимости от давления pk наддува pr=(0,12…0,17) МПа. Чем выше давление pk тем выше pr (pr=(0,8…0,9)pk), температура остаточных газов принимается из интервала Tr=750...900 K.

        

Принимаем:

p0=0,1 МПа;

T0=293 К;

pr=0,12 МПа;

Tr=800 K;

2.1.3 Определение параметров рабочего цикла

Здесь определяются параметры состояния газов (абсолютное давление p и абсолютная температура Т) в характерных точках индикаторной диаграммы. Такими точками являются: а - конец впуска; с - конец сжатия; z - конец сгорания; b - конец расширения. Для этого в последовательном порядке определяются:

Давление pa и температура Ta в конце процесса впуска:

pa= po –Δ pa==0,09 МПа,     

где pa - величина потери давления на впуске, МПа.

,

где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

вп - коэффициент сопротивления впускной системы;

вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило в клапане), м/с;

ρk - плотность заряда на впуске, кг/м3.

Обычно принимают для дизелей ( 2 + вп)=2,5…3,5; вп=65...90 м/с - для дизелей. Чем выше скорость поршня Сп, тем выше вп. Принимаем ( 2 + вп)=3,5; вп=70 м/с.

Действительный коэффициент остаточных газов:

    Температура в конце впуска:

K                                                

Коэффициент наполнения:

,   

здесь T - подогрев свежего заряда (принимается T = 8...15 К).

Давление pc и температура Тс в конце процесса сжатия:

МПа;

K;

где n1 - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах n1=1,34…1,38, или вычисляется по формуле В.А. Петрова:

n1 = 1,41 – 100/nн =1,41 - 100/2200=1,36     

здесь nн - частота вращения коленчатого вала, мин-1.

Давление рz и температура Tz в конце сгорания (расчет процесса сгорания).

Задаваясь значением степени повышения давления при сгорании р определяем давление в конце сгорания.

Давление pz в конце сгорания:

pz=ppc=2,02·3,97=8,0 МПа.

У дизелей при непосредственном впрыске в неразделенную камеру р=1,8...2,2. Чем ниже коэффициент избытка воздуха , тем выше р. Принимаем р=2,02.

Температура Тz определяется из уравнения сгорания, которое для четырехтактного дизеля имеет вид:

Tс mCv+ = 0(mCp - 8,314ρ-1)Tz,

где  ρ- степень предварительного расширения (1,07-1,2).

mCv - средняя мольная теплоемкость воздуха при постоянном объеме, кДж/(кмольград);

mCp- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении, кДж/(кмольград);

- коэффициент использования теплоты;

Hu - низшая теплота сгорания топлива (для дизельного топлива
Hu=42500 кДж/кг).

У четырехтактных дизелей коэффициент использования теплоты =0,8...0,9. Более низкие значения коэффициента  соответствуют быстроходным дизелям с неразделенной камерой.

Принимаем =0,85

mCv=20,16+1,73810-3Tc=20,16+1,73810-3·883=21,69 кДж/(кмольград);

mCp=8,314+(20,1+0,921/)+(1,38/+15,49) 10-4Tz=

=8,314+(20,1+0,921/1,6)+(1,38/1,6+15,49)·10-4·Tz=

=16,35·10-4·Tz+29,0 кДж/(кмольград).

Подставляя в уравнение значения средних мольных теплоемкостей, после преобразований получим квадратное уравнение вида:

,     

здесь А, B, C - полученные численные значения, откуда

.                                                                                             

Подставляя полученные значения и преобразуя получившееся выражение, получаем уравнение:

17,2·10-4 Тz2+16,4 Тz-39515=0

 K        

Давление pb и температура Тb в конце расширения.

Степень последующего расширения:

                          = /=16/1,1 =14,5      

Давление в конце расширения:

                                  рb=pz/ n2=8/14,51,23=0,30 МПа              

Температура в конце расширения

 =1960/14,51,23-1=1060 К.        

Где  n2 – показатель политропы расширения. У дизелей n2=1,18...1,28. Чем выше коэффициент использования теплоты , тем ниже n2. Принимаем n2=1,23.

После определения параметров в конце расширения выполняется оценка правильности выбора значения температуры отработавших газов, сделанной в начале теплового расчета, по формуле:

                                           

Полученное значение температуры Тr, принятое в начале расчета и вычисленное по формуле  не должны отличаться более, чем на 3%, в противном случае тепловой расчет следует уточнить, приняв в начале другое значение температуры Тr.

(800-780)/780·100%=2,5 %

Полученное значение погрешности показывает, что расчёт произведён верно.

2.2 Построение и анализ индикаторной диаграммы

Теоретическая индикаторная диаграмма строится в координатах p-V. Порядок ее построения следующий.

На оси абсцисс откладывают произвольный отрезок, изображающий в каком-либо масштабе объем камеры сгорания Vc, этот отрезок принимают за единицу. Величина этого отрезка 10 мм. Дальше откладываются на оси абсцисс в принятом масштабе объемы:

Vz=Vc=1,1·1, Va=Vc=Vc+Vh=16·1.

Выбрав на оси ординат масштаб давлений, откладывают точки: p0=0,1 МПа,  pa=0,09 МПа, pc=3,97 МПа, pz=8,0 МПа, pb=0,3 МПа, pr=0,12 МПа; давление , первое из них соответствует точке Vc на оси абсцисс, второе - точке Vz. Рекомендуемые масштабы: 1 мм=(0,033...0,015) МПа. Принимаем μ=0,029 МПа/мм. Соотношение высоты диаграммы к длине должно быть 1,5/1…2,0/1.

Через точки  и pz, pa, p0, pk, pr проводятся прямые, параллельные оси абсцисс. Точки а и с соединяются политропой сжатия, а точки z и b - политропой расширения. Промежуточные значения (3...4) этих кривых определяются из условия, что каждому значению Vx на оси абсцисс соответствуют следующие значения давлений

=0,09·(16/4)1,36=0,6 МПа– для политропы сжатия;          

=0,3·(16/2)1,23=1,65 МПа– для политропы расширения.

Входящие в эти уравнения отношения объемов Va/Vx=Vb/Vx определяются по соотношению соответствующих отрезков на оси абсцисс.

По построенной индикаторной диаграмме определяется среднее теоретическое индикаторное давление:

=0,029·5130/160=0,93 МПа,                    

где F=5130 - площадь индикаторной диаграммы, мм2;

l=160- длина индикаторной диаграммы, мм;

=0,029 - принятый масштаб давлений (1мм= МПа), определяется по оси ординат, МПа/мм.

Площадь индикаторной диаграммы определяется с помощью планиметра или путем построения ее на миллиметровой бумаге и соответствующего подсчета количества клеток.

Для проверки величина среднего теоретического индикаторного давления подсчитывается аналитическим путем по формуле (для четырехтактных дизелей):

Точность построения индикаторной диаграммы оценивается коэффициентом погрешности:

.    

Коэффициент п не должен превышать 3…4%, в противном случае необходимо повысить точность построения индикаторной диаграммы путем увеличения количества промежуточных точек диаграммы. В нашем случае точность построения диаграммы обеспечена.

Действительное среднее индикаторное давление

=0,93·0,94=0,87 МПа,                               

где - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Для ориентировочных расчетов при выполнении курсовой работы можно принимать

=0,92...0,95 для дизелей.

Принимаем =0,94.

                                 

2.3 Определение основных размеров двигателя, показателей топливной

экономичности и КПД

Уточняем значения, принятые предварительно.

Среднее эффективное давление:

, МПа,

,

где m - механический КПД двигателя, который равен:

для дизелей без наддува m=0,75…0,80;

Определяем рабочий объем цилиндров (литраж) проектируемого двигателя в литрах:

,

где Nен - эффективная мощность двигателя на номинальном режиме (Nен=Nн);

  -  коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей =2).

 Рабочий объем одного цилиндра:                                                                           

Диаметр цилиндра:

, мм

.

Диаметр цилиндра дизеля в мм округляется на 0 или 5. Принимаем D=110 мм.

По заданному соотношению S/D определяем ход поршня S (округляется аналогично) и радиус кривошипа R, мм (R=0,5S).

S/D=0,99       S=110 мм,                R=55 мм.

Уточним Vh и Vл:

Определяем индикаторный КПД двигателя:

Эффективный КПД двигателя:

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

, г/кВтч

,

, г/кВтч

.

2.4 Анализ результатов теплового расчета

Результаты теплового расчета двигателя, его размеров и экономичности заносятся в таблицу 1:

Таблица 1- Результаты расчета двигателя

Давление газов,

МПа

Температура газов,

К

Среднее давление,

МПа

КПД

Удельный расход топлива,

г/кВтч

Литраж,

л

ра

рс

рz

pb

Ta

Tc

Tz

Tb

pi

pe

m

i

е

gi

ge

Vл

0,09

3,93

8,0

0,3

320

883

1960

1060

0,87

0,7

0,80

0,46

0,37

184

230

10,64

Таблица 2- Показатели теплового расчета проектируемого и современных двигателей

Показатели

Тип двигателя

проектируемый

дизели

1

2

3

Давление рс, МПа

3,93

3,5…5,5

Температура Тс, К

883

700…900

Давление рz, МПа

8,0

5,0…10,0

Давление рz, МПа

8,0

5,0…10,0

Температура Тz, К

1960

1800…2300

Давление рb, МПа

0,30

0,30…0,50

Температура Тb, К

1060

1000…1200

Индикаторный КПД i

0,46

0,38…0,53

Эффективный КПД е

0,37

0,30…0,42

Среднее эффективное давление ре, МПа

0,7

0,4…1,4

Удельный эффективный

расход топлива ge, г/кВтч

230

200…240

Проектируемый двигатель соответствует аналогичным показателям для современных двигателей.

Для оценки проектируемого двигателя и сравнения его с прототипами определяются следующие показатели:

  •  удельная литровая мощность: , кВт/л;

             

  •  удельная поршневая мощность:, кВт/дм2;

             

  •  средняя скорость поршня: , м

                                      ,

где Fп - площадь днища поршня, дм2.

Данные сопоставимы аналогичным показателям для современных двигателей:

Таблица 3- Показатели проектируемого и современных дизелей

Показатели

Проектируемый

дизель

Дизели

автомобильные

Удельная литровая мощность

14,5

11,5...15

Удельная поршневая мощность  

18,5

16,5…18,5

Средняя скорость поршня

8,0

9,5…11,0

Проектируемый двигатель соответствует аналогичным показателям для автомобильных дизелей.

3 ПОСТРОЕНИЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ДВИГАТЕЛЕЙ

 3.1 Теоретическая регуляторная характеристика дизеля

3.1.1 Построение регуляторной характеристики в функции

от частоты вращения

1.Выбираются масштабы для построения графика. Масштаб по оси абцисс графика (масштаб частоты вращения) выбирают ориентируясь на значения nн ,  nх max  и  nMд max :

                                                                                                                 

 nх max = (2+р ) nн  / (2 - р )  (1+р ) nн     мин -1,

,

где  р - степень неравномерности регулятора (у современных дизелей р = =0,03…0,07).

      Частота вращения при максимальном крутящем моменте :

                              nMд max  = nн / Kоб      мин –1 ,

                             ,

где  Kоб   - коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам; у современных двигателей Kоб  = 1,5..1,7.Принимаем Kоб  = 1,67.

Ориентируясь на рекомендуемое расположение кривых, а также на номинальные значения Mд н , Ne н , GТ н  и  ge н  выбираются остальные масштабы, при этом значение крутящего момента на номинальном режиме определяется по формуле:

                                Mд н = 9550  Ne н / nн   Нм .                                                    

                               

На оси абсцисс отмечаются три характерные точки, соответствующие  nн, nх max  и  nMд max , через которые проводятся вертикальные вспомогательные (штрихпунктирные) линии.

2. Перед построением графика подготавливается таблица для расчетов, в которую заносятся уже известные численные значения величин.

Таблица 4- Данные для построения регуляторной характеристики

n ,  мин –1

Ne ,  кВт

Mк  ,  Нм

GТ ,  кг/ч

ge , г /(кВтч)

nMkmax= 1320

101,2

732,29

25,6

253,0

1540

116,4

721,82

27,4

235,2

1760

128,8

699,01

29,1

226,2

1980

137,6

663,87

30,9

224,5

2200

154,00

616,41

32,7

230,0

nxmax= 2300

0

0

8,2

=>∞

   Нм

         

По результатам расчета определяется значение коэффициента приспособляемости дизеля по моменту:

КМ = Mк max / Mк н

.

Значение  КМ  должно быть не менее 1,12.

По значениям Мд и соответствующим значениям n в диапазоне от n1 до nMд max рассчитываются значения эффективной мощности по формуле:

                               Ne  = Mк  n  / 9550, кВт .  

                              

3. Для построения зависимости  GТ = f(n) определяются значения GТ  на характерных режимах. На номинальном режиме ( nн ):

                               GТ н = ge н Ne н / 10 3       , кг/ч                         

                              ,

при работе на максимальном скоростном режиме ( nх max ):

 

                                GТ х = (0,22... 0,27) GТ н   ,кг/ч

                                ,

а на режиме Mд max  ( nMд max ):

                                GТ Mд max  = 1,1 GТ н  KM / Kоб  , кг/ч

                               .

Значения удельного расхода топлива ge  для этих скоростных режимов определяются по формуле:

                      ge  = GТ 103 / Ne    г / (кВтч)                                                 

                               

                               

3.1.2 Построение регуляторной характеристики в функции

от эффективной мощности

На графике в принятом масштабе последовательно наносятся зависимости (n, Mк, GТ, ge) = f(Ne). Все необходимые для их построения данные берутся из табл.. Характерными точками здесь являются: холостой ход Ne = 0; номинальный режим Ne = Ne.н; мощность при Mк max.

Регуляторная ветвь ge = f(n)  здесь строится в диапазоне  (0,4... 1,0)Ne . Значения ge рассчитываются по нижеуказанной формуле  в 3...4 выбранных точках, при этом значения GТ и Ne берутся непосредственно из графика.

г/кВтч

По регуляторной характеристике в функции от эффективной мощности для оценки топливной экономичности двигателя в эксплуатации определяется эксплуатационный оценочный удельный расход топлива:

г/кВтч.

Здесь ge.i значения удельного расхода топлива на регуляторной ветви характеристики в диапазоне от 50 до 100% номинальной мощности через равные промежутки; i  10.

г/кВтч.

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, Ne, GТ , ge) = f(Mк). Данные для построения соответствующих зависимостей берутся из таблицы 3. Характерными точками характеристики являются: Mк = 0 (холостой ход), Mк.н и Mк.max.

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

                     

4 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

4.1 Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец

Сила давления газов определяется по формуле:

, Н

Такт впуска:

Такт выпуска:

(далее смотрите таблицу 4)

где px - текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа;

 D - диаметр цилиндра, м.

На участках графика:

          0...180 (такт впуска) px=pa=const =0,09МПа

          540...720 (такт выпуска) px=pr=const =0,12 МПа

                             180…360   ( такт сжатия):

                             

                      

                                  

 

                              

                            

                                                                               

                                                        

                             

 

                              360…540   ( такт расширения):                                        

                                         

                             

 

 

 

 

      

                                         

          Пример нахождения силы Рг аналитическим способом для такта расширения =420:

                              

                              

                                

                              м3,

 

и для соответствующих участков:                                                                                                                                          180...360 (такт сжатия) ;

360...540 (такт расширения) – при Vx<Vz, px=pz=8 МПа

– при Vx>Vz, .

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

                     Pj= PjI + PjII ,                                

                     

     (далее смотрите таблицу 5) ,                                                                                                                             

где PjI=mR2cos - сила инерции первого порядка, период изменения которой равен одному обороту коленчатого вала (360):

 

 

    (далее смотрите таблицу 5).

 PjII= -mR2cos2 - сила инерции второго порядка, период изменения которой равен 1/2 оборота коленчатого вала, т.е. (180).

  

  

(далее смотрите таблицу 5).

С учётом правила знаков:

                    Pj=- mR2(cos+cos2).  

Масса m движущихся возвратно-поступательно деталей КШМ, может быть при ориентировочных расчётах представлена суммой:

                               m=mп+0,275mш,

                              ,

где mп - масса поршневого комплекта, кг;

 mш - масса шатуна, кг.

Значения mп и mш при расчёте принимают, ориентируясь на данные таблицы 1.7 [1] в зависимости от диаметра цилиндра D.

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

.

.

Значения результирующей силы находятся с учетом правила знаков по формуле:

Pрез=Pг + Pj, кН

                                                                                                                                 

                               4.2 Определение сил, действующих на шатунную

шейку коленчатого вала

Силы Pt и Pc подсчитываются по следующим формулам:

, Н,     

                              

 

                                      

(далее смотрите таблицу 5)

где – угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол ; =arcsin(sin); с учётом правила знаков:

                     Pc=-0,725mшR2, Н.                               

                    .

Сила Pt раскладывается на две составляющие: силу Z, направленную по радиусу кривошипа, и тангенциальную силу T, перпендикулярную радиусу кривошипа:

                              , кН;     

                              кН

                              

    (далее смотрите таблицу 5).                                                                                                                                

                      ,кН            

                      

                               

            (далее смотрите таблицу 5).   

Сила Rш подсчитываются по формуле:

                      , кН     

                     

                               

      (далее смотрите таблицу 5).

При построении графиков сил на каждом графике должна быть нанесена типовая масштабная сетка с указанием величин по оси абсцисс и оси ординат.

Таблица 5- Результаты динамического расчета

,

град

Силы, кН

PГ

Pj

PjI

PjII

Pрез

Pt

Pc

Т

Z

Rш

0

-0,0950

-10,02

-8,56

-1,46

-10,11

-10,11

-5,33

0,00

-10,11

15,44

30

-0,0950

-8,14

-7,41

-0,73

-8,23

-8,29

-5,33

-5,02

-6,61

12,95

60

-0,0950

-3,55

-4,28

0,73

-3,64

-3,69

-5,33

-3,56

-1,12

7,37

90

-0,0950

1,46

0,00

1,46

1,36

1,42

-5,33

1,36

-0,35

5,84

120

-0,0950

5,01

4,28

0,73

4,91

4,98

-5,33

3,71

-3,40

9,49

150

-0,0950

6,68

7,41

-0,73

6,58

6,64

-5,33

2,57

-6,12

11,73

180

-0,0950

7,10

8,56

-1,46

7,00

7,09

-5,33

0,00

-7,00

12,33

210

0,0475

6,68

7,41

-0,73

6,73

6,80

-5,33

-2,63

-6,25

11,87

240

0,2851

5,01

4,28

0,73

5,29

5,35

-5,33

-4,00

-3,66

9,84

270

0,9313

1,46

0,00

1,46

2,39

2,45

-5,33

-2,39

-0,62

6,41

300

2,9935

-3,55

-4,28

0,73

-0,55

-0,62

-5,33

0,54

-0,17

5,53

330

11,8506

-8,14

-7,41

-0,73

3,71

3,78

-5,33

-2,26

2,98

3,26

340

19,3868

-9,16

-8,04

-1,12

10,23

10,29

-5,33

-4,32

9,31

5,88

350

29,2417

-9,80

-8,43

-1,37

19,44

19,51

-5,33

-4,21

19,00

14,31

360

34,5921

-10,02

-8,56

-1,46

24,58

24,64

-5,33

0,00

24,58

19,25

370

74,1259

-9,16

-8,04

-1,12

64,97

65,03

-5,33

27,46

59,14

60,41

390

31,3609

-8,14

-7,41

-0,73

23,22

23,22

-5,33

14,14

18,65

19,43

420

10,3586

-3,55

-4,28

0,73

6,81

6,86

-5,33

6,65

2,10

7,40

450

4,8467

1,46

0,00

1,46

6,31

6,39

-5,33

6,31

-1,63

9,39

480

3,0411

5,01

4,28

0,73

8,05

8,09

-5,33

6,08

-5,57

12,48

510

2,2808

6,68

7,41

-0,73

8,96

8,99

-5,33

3,50

-8,32

14,10

540

0,1901

7,10

8,56

-1,46

7,29

7,32

-5,33

0,00

-7,29

12,62

570

0,1901

6,68

7,41

-0,73

6,87

6,93

-5,33

-2,69

-6,38

12,02

600

0,1901

5,01

4,28

0,73

5,20

5,26

-5,33

-3,93

-3,60

9,75

630

0,1901

1,46

0,00

1,46

1,65

1,71

-5,33

-1,65

-0,43

5,99

660

0,1901

-3,55

-4,28

0,73

-3,36

-3,42

-5,33

3,28

-1,03

7,16

690

0,1901

-8,14

-7,41

-0,73

-7,95

-8,01

-5,33

4,84

-6,38

12,67

720

0,1901

-10,02

-8,56

-1,46

-9,83

-9,83

-5,33

0,00

-9,83

15,16

4.3 Расчёт момента инерции и параметров маховика

Строится график тангенциальной силы T=f(), действующей на шатунную шейку коленчатого вала от одного цилиндра за рабочий цикл. Значения силы T при различных углах поворота коленчатого вала берутся из предыдущих расчётов.

Полученные значения искомых сил при разных углах поворота коленчатого вала заносятся в таблицу 6.

Таблица 6 – Тангенциальные силы (1-5-4-2-6-3-7-8)

а, град

Т1, кН

Т2, кН

Т3, кН

Т4, кН

Т5, кН

Т6, кН

Т7, кН

Т8, кН

Тсум, кН

0

0,00

6,31

-2,39

0,0

-1,65

0,0

0,0

1,36

3,63

30

-5,02

6,08

0,54

-2,69

3,28

14,14

-2,63

3,71

17,41

60

-3,56

3,50

-2,26

-3,93

4,84

6,65

-4,00

2,57

3,81

90

1,36

0,00

0,0

-1,65

0,0

6,31

-2,39

0,0

3,63

120

3,71

-2,69

14,14

3,28

-5,02

6,08

0,54

-2,63

17,41

150

2,57

-3,93

6,65

4,84

-3,56

3,50

-2,26

-4,00

3,81

180

0,00

-1,65

6,31

0,0

1,36

0,0

0,0

-2,39

3,63

210

-2,63

3,28

6,08

-5,02

3,71

-2,69

14,14

0,54

17,41

240

-4,00

4,84

3,50

-3,56

2,57

-3,93

6,65

-2,26

3,81

270

-2,39

0,00

0,0

1,36

0,0

-1,65

6,31

0,0

3,63

300

0,54

-5,02

-2,69

3,71

-2,63

3,28

6,08

14,14

17,41

330

-2,26

-3,56

-3,93

2,57

-4,00

4,84

3,50

6,65

3,81

360

0,0

1,36

-1,65

0,0

-2,39

0,0

0,0

6,31

3,63

390

14,14

3,71

3,28

-2,63

0,54

-5,02

-2,69

6,08

17,41

420

6,65

2,57

4,84

-4,13

-2,26

-3,56

-3,93

3,50

3,81

450

6,31

0,0

0,0

-2,52

0,0

1,36

-1,65

0,0

3,63

480

6,08

-2,63

-5,02

0,37

14,14

3,71

3,28

-2,69

17,41

510

3,50

-4,00

-3,56

-2,78

6,65

2,57

4,84

-3,93

3,81

540

0,00

-2,39

1,36

0,0

6,31

0,0

0,0

-1,65

3,63

570

-2,69

0,54

3,71

14,14

6,08

-2,63

-5,02

3,28

17,41

600

-3,93

-2,26

2,57

6,65

3,50

-4,00

-3,56

4,84

3,81

630

-1,65

0,0

0,0

6,31

0,0

-2,39

1,36

0,0

3,63

660

3,28

14,14

-2,63

6,08

-2,69

0,54

3,71

-5,02

17,41

690

4,84

6,65

-4,00

3,50

-3,93

-2,26

2,57

-3,56

3,81

720

0,00

6,31

-2,39

0,0

-1,65

0,0

0,0

1,36

3,63

Tсум.ср=i1 , кН

где 1=T/lh, кН/мм - принятый масштаб по оси ординат;

 lh – высота диаграммы, мм.

.

По величине i проверяется правильность построения графика суммарной тангенциальной силы и выполнение всего динамического расчёта двигателя. Построение правильно, если:

                                i1Rмnн/9550 = Ne,

                               ,

где R - радиус кривошипа, мм;

 м – механический КПД двигателя, принятый при определении его основных размеров.

 Погрешность не должна превышать 3...4%.

Погрешность составляет: (155-154)/154=0,6 %.

Таким образом, когда вращающий момент Mi больше значения Mсопр=Miср двигатель совершает избыточную работу Lизб, которая определяется по формуле:

Lизб=I02, Нм,

где I0 - момент инерции всех масс, приведённых к оси коленчатого вала.

Тогда, определив площадь Fизб в (мм)2 планиметрированием, подсчитывается работа Lизб:

Lизб=Fизб, кНм

,

где =12 - масштаб площади, кНм/мм2.

                              .

Для четырёхтактных двигателей масштаб по оси абсцисс:

                             , м/мм

                             ,

где R - радиус кривошипа, м;

 lД- длина диаграммы Tсум=f(), мм.

Задаваясь величиной степени неравномерности вращения (для автомобильных двигателей =0,02...0,03, для тракторных двигателей =0,005...0,015) определяется требуемый момент инерции маховика:

   , кгм2,                                                 

                    .

По величине IМ находится масса маховика. Для маховика, выполненного в виде диска, масса равна:

, кг

где D - диаметр диска, м.                                

Масса маховика при радиусе 0,4 м составляет 5,8 кг.

5 КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ

Рисунок 5.1 – Уплотнительное кольцо

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

,                                           ,

где TЦ=388 K, ТГ=500 К и Тю=410 К приняты с учетом жидкосного охлаждения двигателя.

мм,

мм.

Литература

1 Тракторы и автомобили.  Методические указания по выполнению курсовой работы(проекта)/ А.И.Бобровник и др.-Мн.:БГАТУ, 2008.-191.

2 Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей.— М.: Высшая школа, 1980.

3 Шарипов В.М. Конструирование и расчёт тракторов. –М.: Машиностроение, -2009.- 751 с.

4 Анилович В.Я. Конструирование и расчет тракторов/Справочное пособие/.-М.: Машиностроение, 1976, -456 с.

5 Архангельский В.М., Вихерт М.М. и др. Автомобильные двигатели. – М.: Маштностроение, 1977.

6 Тракторные дизели: Справочник. Под общей редакцией Б.А. Взорова. – М.: Машиностроение, 1981.

7 Тепловой и динамический расчет двигателя. Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Основы теории и динамики автомобильных и тракторных двигателей», Мн.: БГПА, 1994


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

78901. Глобальный эволюционизм 29 KB
  Концепция глобального эволюционизма оформилась в 80е гг. Наряду со стремлением к объединению представлений о живой и неживой природе социальной жизни и технике одной из целей глобального эволюционизма явилось стремление интегрировать естественнонаучное обществоведческое гуманитарное а также техническое знание. В этом своем качестве концепция глобального эволюционизма претендует на создание нового типа целостного знания сочетающего в себе научнометодологические и философские основания. Обоснованию глобального эволюционизма...
78903. Постнеклассическая наука и изменение мировоззренческих установок техногенной цивилизации 33.5 KB
  В техногенных обществах основной ценностью являются инновация и новизна внутренними резервами развития становится дальнейший технологический прогресс. Культурная матрица техногенного развития проходит прединдустриальную индустриальную постиндустриальную стадии. Негативы современного технократического развития многообразны: это и угроза ядерной и экологической катастроф радиоактивное заражение биосферы генетические мутации генная инженерия и клонирование зомбирования нейролептонного характера сциентизированное мировоззрение....
78904. Роль науки в преодолении глобальных кризисов 30 KB
  Ученые во всеуслышание заявляют о глобальных проблемах современности к которым относят проблемы охватывающие систему мир человек в целом и которые отражают жизненно важные факторы человеческого существования. Глобальные проблемы имеют не локальный а всеохватывающий планетарный характер. К глобальным проблемам современности относят экологические демографические проблемы войны и мира проблемы кризиса культуры. В силу этого глобальные проблемы должны решаться комплексно координированно усилиями всего мирового сообщества.
78905. Наука как социальный институт 28.5 KB
  Наука как социальный институт. Наука как социальный институт возникла в Западной Европе в XVI XVII вв. Наука как социальный институт включала в себя не только систему знаний и научную деятельность но и систему отношений в науке научные учреждения и организации. Институт это явление надындивидуального уровня его нормы и ценности довлеют над действующими в его рамках индивидами.
78907. Научные школы 22.5 KB
  Научные школы. Внутри науки существуют научные школы функционирующие как организованная и управляемая научная структура объединенная исследовательской программой единым стилем мышления и возглавляемая как правило личностью выдающегося ученого. В науковедении различают классические научные школы и современные. Классические научные школы возникли на базе университетов.
78908. Характеристики взаимодействия науки, экономики и власти 31.5 KB
  Характеристики взаимодействия науки экономики и власти Отношения науки и экономики всегда представляли собой большую проблему. Традиционное представление о том что технология является неотъемлемым приложением науки сталкивается с эмпирическими и практическими возражениями. Однако если прикладные науки обслуживая производство могут надеяться на долю в распределении его финансовых ресурсов то фундаментальные науки напрямую связаны с объемом бюджетного финансирования и наличием тех планов и программ которые утверждены государственными...
78909. Философия как интегральная форма научных знаний. Статус СГН 28.5 KB
  Статус СГН Первоначально философия выступала как интегральная форма научного знания поэтому знания об обществе культуре истории и человеке носили до конца XVIII в. С одной стороны они так же как законы естествознания носят объективный характер то есть появляются на исторической сцене функционируют на ней и сходят с нее независимо от воли и сознания людей будучи причинно обусловленными соответствующими объективными обстоятельствами. Это отличие отнюдь не отменяет тесной связи социальногуманитарного знания с практикой в особенности...