Автомобили и тракторы

СОДЕРЖАНИЕ

 

     ВВЕДЕНИЕ  __________________________________________________2

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ
2. Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна_______________4
3. Выбор размеров и числа цилиндров______________________________4
4. Выбор камеры сгорания, коэффициента избытка воздуха и степени сжатия ______________________________________________________________6
5. Обоснование необходимости наддува дизельного двигателя и определение его давления ___________________________________________________6
6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДИЗЕЛЯ
1. Параметры рабочего тела ______________________________________7
1. Параметры окружающей среды и остаточных газов _________________8
1. Определение параметров рабочего цикла __________________________8
1. Построение и анализ индикаторной диаграммы ____________________13

Анализ результатов теплового расчета __________________________15

3. ПОСТРОЕНИЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК  ДВИГАТЕЛЯ_______________________________________________16
4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
1. Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец ______19
1. Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала  _____________________________________________________________22
1. Построение графика тангенциальной силы  _______________________23

ЗАКЛЮЧЕНИЕ   _______________________________________________24

ЛИТЕРАТУРА  _________________________________________________25          

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Сегодня автотракторные двигатели являются технически сложными устройствами. К двигателям в настоящее  время предъявляются высокие  требования. Они должны обладать приемлемыми  мощностями и экономическими показателями, а также достаточной надежностью  в работе. Особо важными  на сегодняшний  момент являются вопросы правильной организации эксплуатации автотракторных двигателей. В век электроники  и полной компьютеризации технологических  процессов инженер-механик должен в совершенстве владеть вопросами  теории проектирования и практики эксплуатации двигателей. Целью данной курсовой работы является систематизация и закрепление  имеющихся знаний по основным разделам дисциплины «Основы теории автотракторных двигателей».

При расчетах тепловых и динамических показателях  двигателя мы определим основные размеры проектируемого двигателя, индикаторные параметры рабочего цикла, КПД и экономичность, силы и моменты, нагружающие детали кривошипно-шатунного  механизма и определим требуемый  момент инерции маховика, а также  определим параметры внешней  характеристики двигателя.

Номинальная мощность двигателя в задании  Nе принята равной мощности Nn, определенной по данным теплового расчета автомобиля в зависимости от массы, теплового усилия, скорости движения, условий движения, КПД трансмиссии и допускаемой степени загрузки двигателя.

Грузоподъемность  нашего автомобиля, судя по исходным данным мощности (Nе=308,8 кВт), очень большая. Для расчетов принимаем дизельный тип двигателя. Двигатель ЯМЗ 8481.04 является четырехтактным. Цилиндры расположены рядно, номинальная мощность Nе=308,8 кВт при n_н=2000 мин^-1, система охлаждения – жидкостная.

Графическая часть работы представлена графиками  динамического расчета двигателя, индикаторной диаграммой двигателя, которые  отражены на двух листах формата А-1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ

1.1. Выбор отношения радиуса  кривошипа к длине шатуна  .

Для современных  автотракторных двигателей составляет в пределах от 0,21 до 0,30. Принимаем соотношение радиуса кривошипа к длине шатуна равное 0,22. Выбираем это значение, т. к. для быстроходных двигателей обычно применяются длинные шатуны (значения λ малы), для тракторных – относительно короткие.

Следует учитывать, что с увеличением повышается вероятность задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра. Это ведёт за собой дополнительные нагрузки: увеличивается давление на стенку цилиндра, повышаются потери мощности на трение, тем самым ускоряется изнашивание цилиндров и поршней; силы инерции второго порядка возрастают, что способствует изнашиванию деталей двигателя; уменьшается габаритная высота, масса шатуна и двигателя. 

 

1.2. Выбор размеров и числа цилиндров

       

        Диапазон возможного изменения диаметра цилиндра можно определить, используя зависимость D=f(п_н) для существующих моделей двигателя на рис. 1.1. [4, стр.12].

При известных  типах двигателя и частоте  вращения определяем диапазон предпочтительного  диаметра цилиндра. На графике видно, что диапазон возможного диаметра цилиндра 120…140, при частоте вращения коленчатого вала . Принимаем значение D=120 мм. Назначив стандартный D, по соотношению 1 определяем ход поршня S (расстояние по оси цилиндра между мёртвыми точками) и ориентировочно среднюю скорость поршня.  

Среднюю скорость поршня определяем по формуле:                                                                                 

(1.1)

Следует помнить, что  является показателем тепловой напряжённости и динамической нагруженности деталей двигателя и существенное её повышение (выше значений, указанных в табл. 1.1.) нежелательно.

 

 

 

Таблица 1.1.

Основные  параметры современных автотракторных двигателей

Тип  двигателя	Карбюраторные двигатели грузовых автомобилей	Дизели с неразделёнными камерами сгорания	Дизели с разделёнными камерами сгорания
Степень сжатия,	6…10	14…17	17…21
Среднее эффективное давление	0,65…0,90	0,65…1,20	0,50…0,80
Номинальная частота вращения	3000…4000	1800…2400	1500…2000
Средняя скорость поршня	8…15	9…11	9…11
Литровая мощность	15…33	11…18	7,5…15
Удельный эффективный расход топлива	310…315	210…235	240…280

 

По заданным номинальной мощности , частоте вращения коленчатого вала , оценённым размером цилиндра определяем их число .

Число цилиндров  в свою очередь определяется уровнем  форсирования двигателя по мощности, т. е. литровой мощностью.

Для определения  литровой мощности   целесообразно использовать графики N_ел= f(D) (рисунок 1.2) [4, стр.14].Согласно графику пределы литровой мощности находятся в интервале .

Устанавливаем цилиндровую мощность: , где   - рабочий объём цилиндра. Рабочий объём цилиндра, это объём цилиндра, освобождаемый поршнем при перемещении отв.м.т. к н.м.т.

                                  (1.2)

Значение D и S принимаем в дм.

 Требуемое  число цилиндров определяем по  формуле:

       (1.3)

 

Полученное  значение округляем до целого числа, однако учитывая, что значение должно быть чётным. Принимаем .

Необходимо  уточнить значение литровой мощности по формуле:

   (1.4)

 

1.3. Выбор камеры сгорания, коэффициента  избытка воздуха и степени  сжатия 

 

В настоящее  время в тракторных 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.

Коэффициент избытка воздуха  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 дизелей  без наддува с непосредственным  впрыском  Степень сжатия для дизелей рекомендуется выбирать в следующих пределах .Выбираем из этих интервалов: ,  _.

 

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

,       (1.5)

где - тактность двигателя (для четырёхтактных двигателей ).

Предварительно  приняв , можно определить , требуемую для реализации .

       (1.7)

По известному значению можно определить требуемое давление наддува

,         (1.8)

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

- плотность атмосферного воздуха ( ,) ;

- показатель политропы сжатия в компрессоре, зависящий от его типа и степени совершенства протекающего в нём процесса .

.

Учитывая, что  при 293К плотность воздуха  , определяем, что наддув для данного двигателя не требуется, т.к. входит в интервал 0,1…0,14.

 

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

 

2.1. Параметры рабочего  тела

 

Теоретически  необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива

(2.1)

где – весовая доля соответствующих компонентов.

- для дизельного топлива

  или

,       (2.2)

,

где – масса 1кмоля воздуха .

Действительное  количество воздуха, необходимое для  сгорания 1 кг топлива

L = aL₀ , кмоль/кг топлива,

где a – коэффициент избытка воздуха.

, кмоль/кг топлива.

Количество  свежего заряда

,  (2.3)

Общее количество продуктов сгорания

          (2.4)

.

Химический  коэффициент молекулярного изменения  горючей смеси

 

   (2.5)

.

 

2.2. Параметры окружающей  среды и остаточных газов

 

Атмосферные условия для расчетов, принимаются  следующие: Давление остаточных газов для дизелей без наддува МПа.

Температура остаточных газов принимаем из интервала

 

2.3. Определение параметров рабочего цикла

 

2.3.1.Процесс впуска

 

Давление и температура в конце процесса впуска.

,                                              (2.6)

где - величина потери давления на впуске, МПа

,                           (2.7)

где - коэффициент затуханияскорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы;

- средняя скорость движения  заряда в наименьшем сечении впускной системы,

- плотность заряда на впуске,

Для дизелей  принимают . Чем выше скорость поршня , тем выше . Примем , а .

 

Коэффициент остаточных газов

                       (2.8)

.

Температура в конце впуска:

       (2.9)

 

значения Т₀, ΔТ и Т_rследует принять по данным приложения Б [4, стр. 55].

Коэффициент наполнения:

            (2.10)

где - подогрев свежего заряда .

 

2.3.2. Процесс сжатия

 

Давление и температура в конце процесса сжатия

;                                              (2.11)

,                                             (2.12)

где - показатель политропы сжатия, который вычисляется по формуле В.А. Петрова

 

n₁ = 1,41 - 100/п_н=1,41 - 100/2200=1,36,    (2.13)

здесь п_н – номинальная частота вращения коленчатого вала, мин^-1.

       Следует обратить  внимание, что температура заряда  в конце сжатия у дизеля  должна превышать на 200…400⁰С температуру самовоспламенения дизельного топлива.

 

 

2.3.3. Процесс сгорания

 

Для дизельных двигателей с подводом теплоты при V = const и Р = const это давление главным образом зависит от степени наддува и способа смесеобразования. Задаваясь значением степени повышения давления при сгоранииl_р (см. приложение Б)определяем давление в конце сгорания

 

,           (2.14)

где

.

Температуру определяем из уравнения сгорания, которое для четырехтактного дизеля имеет вид:

,       (2.15)

где - средняя мольная теплоемкость воздуха при постоянном объеме, ;

- средняя мольная теплоемкость  продуктов сгорания при постоянном  давлении, ;

- коэффициент использования теплоты:

- низшая теплота сгорания  топлива (для дизельного топлива ).

Подставляя полученные значения в  уравнение сгорания топлива (2.15) получим:

Решая это  квадратное уравнение, находим

_{2.3.4. Процесс  расширения}

 

Степень предварительного расширения подсчитывается по формуле:

(2.16)

Степень последующего расширения                   (2.17)

Давление  газов в конце процесса расширения определяем по формуле:

      (2.18)

где - показатель политропы расширения,который можно вычислить по формуле В.И.Петрова.

.

 

Температура газов в конце расширения:

        (2.19)

Оценим правильность выбора значения температуры отработавших газов, сделанной в начале теплового  расчёта по формуле:

        (2.20)

Относительная ошибка составляет:

Достоверность расчёта рабочего цикла обеспечена, т. к. полученное значение принятого в начале расчёта , отличаются менее чем на .

 

2.4. Определение основных размеров двигателя, показателей топливной экономичности и КПД

 

Среднее теоретическое  индикаторное давление для нескругленной индикаторной диаграммы подсчитывается по формуле:

,   (2.21)

Действительное среднее индикаторное давление:

,

где - коэффициент скругления индикаторной диаграммы для дизелей

DР = Р_r – Р_а =0,721-0,97=-0,2 – потери индикаторного давления на проведение вспомогательных ходов (всасывание и выталкивание).

Среднее давление механических потерь приближенно можно определить по формуле:для дизельных двигателей:

Р_м = 0,105 + 0,012υ_П=0,105+0,012

7,66=0,19 МПа.

где υ_П – скорость поршня (м/с).

  Среднее  эффективное давление  ,

          (2.22)

Механический КПД двигателя:

_(2.23)

 

Индикаторный КПД двигателя:

_(2.24)

 

Эффективный КПД 

_(2.25)

 

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

  (2.26)

                     (2.27)

Часовой расход топлива на номинальном режиме

,  кг/ч

где N_eн– номинальная эффективная мощность двигателя в кВт.

Определим рабочий объем цилиндров  проектируемого двигателя в литрах

,           (2.28)

- эффективная мощность двигателя  на номинальном режиме 

- коэффициент тактности .

Объем камеры сжатия:

 

.       (дм³)

 

Радиус кривошипа:

Длина шатуна:

 мм.

 

2.5. Построение и анализ индикаторной  диаграммы

 

Индикаторная  диаграмма строится в координатах 

На оси  абсцисс откладываем  =2мм. В принятом масштабе откладываем объёмы

Выбрав на оси ординат масштаб давлений откладываем точки: , , , , , , давление . Соединяем точки и , и прямыми, параллельными оси ординат. Через точки и проводим прямую, параллельную оси абсцисс. Точки и соединяем политропой сжатия, а и - политропой расширения. Промежуточные значения этих кривых рассчитываем, используя следующие формулы:

- для политропы сжатия;

- для политропы расширения.

Данные для  построения индикаторной диаграммы  сводим в таблицу 2.1.

Пример расчёта: при :

 

Таблица 2.1.

20	1,8	6,3
40	0,7	2,5
60	0,4	1,5
80	0,3	1,1
100	0,2	0,7
120	0	0,4

 

Через точки а, с и полученные промежуточные значения X₁, X₂, X₃… проводим плавную кривую – политропу сжатия. Через точки z, b и промежуточные точки X¢₁, X¢₂, X¢₃… проводим другую плавную кривую – политропу расширения.

Скругление построенных индикаторных диаграмм выполняем следующим образом.Касание политропы сжатия линии ВМТ (точка с")должно быть выше точки с примерно на 1/3 отрезка cz'. Начало видимого повышения давления на линии сжатия (точка с¢)должно находиться до ВМТ за 0,04 V_h ( V_h= ).

Точка z_Д располагается примерно посредине между точками z' и z.

Точка b' соответствует моменту открытия выпускного клапана. Точка b", характеризующая конец расширения в действительном рабочем цикле, обычно находится на половине расстояния между точками а и b.

2.6. Анализ результатов  теплового расчета

Для контроля правильности определения в тепловом расчете параметров газов, индикаторных и эффективных показателей цикла  и экономичности их сравним со значениями, приведенными в приложении Б [4], и занесем в таблицу 2.2.

 

                                                               Таблица 2.2.

Показатели	Проектируемый	Прототип
Давление	3,78	3…4,5
Температура	887	700…900
Давление	6,05	5…7
Температура	2198	1800…2200
Давление	0,31	0,2…0,5
Температура	1156	1100…1200
Индикаторный КПД	0,45	0,4…0,52
Эффективный КПД	0,35	0,35…0,48
Среднее эффективное давление	0,78	0,55…0,85
Удельный эффективный расход топлива	275,1	200…280

Из таблицы  следует, что расчётные данные по всем показателям удовлетворяют  справочным данным.

Результаты  теплового расчёта двигателя, его  размеров и экономичности заносим  в таблицу 2.3.

 

Таблица 2.3

Результаты  теплового расчета

Давление газов,				Температура газов,				Среднее давление,		КПД			Удельный расход топлива,		Литраж,
0,97	4,38	74,5	14,6	308,5	811,4	2030	1400	1	0,77	0,46	0,8	0,36	184,1	230	30,5

 

 

 

 

3. Построение теоретических характеристик  двигателя

 

3.1. Теоретическая регуляторная характеристика дизеля

Основная  регуляторная характеристика дизеля f(N_e) используется для анализа работы дизеля на регуляторе (регуляторные ветви здесь растянуты), для определения эксплуатационной топливной экономичности двигателя, эксплуатационного оценочного удельного расхода топлива и др.

Регуляторная  характеристика дизеля в функции  от крутящего момента f(М_к) для автомобильных дизелей не строится, она представляет особый интерес при построении тяговых характеристик тракторов.

Регуляторная характеристика в  функции от частоты вращения f(n) является важнейшей характеристикой для автомобильных дизелей, на основе которой строится динамическая характеристика автомобиля. 

 

3.1.1. Построение теоретической регуляторной  характеристики в функции от  частоты вращения

 

Строим регуляторную характеристику дизеля в функции  от частоты вращения – скоростную характеристику дизеля на регуляторе

где - степень неравномерности регулятора (у современных дизелей ).

.

Частота вращения при максимальном крутящем моменте:

,

где - коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам

.

Таблица 3.1.

Таблица расчетов регуляторной характеристики

	0	0
	Мкн	Nen	Gyt	gen
	2165	472	108,6	228,6
	2374	447,3	102,9	230
	2440	434,3	99,8	229
	2501	419	96,4	230,1