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

9 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

36270. Система, её характеристика. Теоретико-множественное представление. Механизмы формирования взаимодействия элементов системы 73 KB
  Механизмы формирования взаимодействия элементов системы. Свойства системы: Целостность и членимость: Систему S всегда можно расчленить на элементы подсистемы 1го уровня которые в свою очередь можно разделить на элементы 2го уровня и т. Организация системы это упорядочение структурирование элементов и связей системы в пространстве и времени. иерархическая сетевая кольцевая...
36271. Количественные и качественные методы описания систем 58.5 KB
  Методы описания систем классифицируются в порядке возрастания формализованности от качественных методов до количественного систематизирования. Между этими крайними классами методов имеются методы которые стремятся охватить оба этапа среди них: кибернетический подход к разработке адаптивных систем управления проектирования принятия решений информационный подход моделирования систем системно – структурный подход метод ситуационного моделирования и метод имитационного динамического моделирования. Качественные методы описания...
36272. Информационные потоки в системе управления 76 KB
  Информационные потоки в системе управления Повышение эффективности производства повышение качества выпускаемой продукции переход к выпуску новой продукции связано прежде всего с решением проблем управления производственными ресурсами: материальными технологическими финансовыми кадровыми. Применение наиболее эффективных форм управления производством неразрывно связано с активным использованием информационного пространства предприятия состояние которого определяется специфическим видом ресурсного обеспечения производства информационным...
36274. КИС: основные понятия, характеристики, концепции построения, примеры КИС. Преимущества внедрения КИС 26.5 KB
  сисы упря территориально распредй корпорации основанная на углубленном анализ данных широком испи сисм информ. Масштабы сисы и ОУ Неоднородность составляющих технич. и ПО струкх компонентов сисы упря Единое информ. компонентов: Ядро сисы обес.
36275. Корпорация. Основные характеристики корпорации. Составляющие ИС. Корпоративная компьютерная сеть 32.5 KB
  Корпорация – пред.распредю струкру облад. Основные харки корпорации: Масштабы и распред. в себя мнво предй и организаций распол.
36276. КИС. Проекты и управление проектами. Организационные аспекты, процессы и системы управления проектами 61.5 KB
  Проекты и управление проектами. Организационные аспекты процессы и системы управления проектами. Для проекта всегда харна конечность протяжи во вр. Упре проектами как соврем.
36277. Этапы проектирования КИС. Их характеристика 97 KB
  Как же подойти к созданию корпоративной информационной системы и на какие вопросы необходимо ответить Разрабатывать ли все приложения самим или попробовать собрать вместе уже готовые программные решения и что в этом аспекте предлагает Российский рынок Попытаемся ответить на поставленные вопросы выделив основные этапы процесса создания корпоративной информационной системы: I. По результатам обследования выбрать архитектуру системы и аппаратнопрограммные средства ее реализации. По результатам обследования выбрать и или разработать ключевые...
36278. КИС. Технология интранет. Стек протоколов TCP/IP в интранет сетях. Сетевые технологии. Технология АТМ 306.5 KB
  Локальные вычислительные сети подразделяются на сети рабочих групп отделов кампусов и корпоративные сети. Корпоративные сети сети масштаба предприятия корпорации. Поскольку эти сети обычно используют коммуникационные возможности Интернета территориальное размещение для них роли не играет. Корпоративные сети относят к особой разновидности локальных сетей имеющей значительную территорию охвата.