Курсовой проект по автомобильным двигателям

Министерство  сельского хозяйства Российской Федерации

Ульяновская государственная сельскохозяйственная академия 
 
 
 
 
 
 

                                                                                              Кафедра «ЭММ и ТО» 

  
 
 
 
 
 

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

по автомобильным  двигателям.

              
 
 
 
 
 
 

      Выполнил  студент 3 курса

                                                                                    инженерный факультет

      заочного  отделения ССО

      «Автомобили и автомо-

      бильное хозяйство».

      Кожевников  Валерий 

      Сергеевич

      шифр: 08088  
 
 
 
 

                                                  

                                           

                                                  Ульяновск-2010г.

Содержание.

Задание………………………………………………………………………………..3

Введение………………………………………………………………………………4

I. Тепловой и динамический расчет двигателя……………………………………5

1.1. Тепловой  расчет двигателя……………………………………………………5

1.2. Определение  общих показателей характерезующих

     работу двигателя в целом……………………………………………………...9

1.3. Определение эффективных показателей двигателя…………………………10

1.4. Основные  размеры двигателя………………………………………………..11

1.5. Сводная  таблица результатов теплового  расчета………………………….12

II. Динамический расчет двигателя………………………………………………18

2.1. Построение диаграммы пути, скорости и ускорения поршня…………….18

2.2. Построение  диаграммы сил инерции Рj……………………………………..21

2.3. Построение диаграммы суммарных сил, действующих на поршень……..25

2.4. Построение диаграммы тангенциальных сил для одного цилиндра……...27

2.5. Построение  суммарной диаграммы тангенциальных  сил………………….31

2.6. Определение  среднего значения тангенциальной  силы…………………….31

2.7. Проверка правильности выполнения расчетов……………………………..31

2.8. Определение максимальной избыточной работы,

       аккумулируемой маховиком………………………………………………….33

2.9. Определение  момента инерции вращающихся  масс двигателя……………33

2.10. Определение  момента инерции маховика и  его массы……………………33

Заключение………………………………………………………………………….34

Список  используемой литературы………………………………………………..35 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                                     Задание.

 

Прототип   - дизель  (двигатель ЯМЗ-236);

Мощность  Ne = 132 кВт ;

Частота вращения коленчатого вала  n = 1950 об/мин ;

Степень сжатия ε = 16,5;

Число и расположение цилиндров i = V6;

Давление  остаточных газов  P_r = 0,113 МПа ;

Температура остаточных газов Т_r = 800 K;

Коэффициент наполнения η_v(h) = 0,80;

Коэффициент избытка воздуха α^/ = 1,7;

Коэффициент использования тепла * = 0,75;

Показатель  политропы расширения n₂ = 1,24;

Потери  давления на трение  Р_Т = 0,21 МПа;

Рабочий объем цилиндров V = 11,149 литров;

Диаметр цилиндра Х ход поршня  130х140 мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение.

Тепловой  расчет двигателя служит для определения  параметров рабочего тела в цилиндре двигателя, а также оценочных  показателей рабочего процесса, для  оценки мощностных и экономических  показателей, позволяющих оценить  мощность и расход топлива.

В основе методики расчета лежит метод  В.И. Гриневецкого, в дальнейшем усовершенствованный  Е.К. Мазингом, Н.Р. Брилингом, Б.С. Стечкиным  и др.

Задачей динамического расчета является определение сил, действующих в  механизмах преобразования энергии  рабочего тела в механическую работу двигателя.

В настоящей  работе тепловой и динамический расчеты  выполняются для режима номинальной  мощности. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

I. Тепловой и динамический расчет двигателя. 

1. Тепловой расчет  и определение  основных размеров  двигателя. 

Задачей теплового расчета является определение  индикаторных и эффективных показателей, построение индикаторной диаграммы, определение  составляющих теплового баланса  и основных размеров двигателя. 

Процесс всасывания.

В результате данного процесса цилиндр двигателя (рабочая полость) наполняется свежим зарядом. Давление окружающей среды выбираем для нормальных атмосферных условий, равное Р_о = 0,1013 МПа.

Давление  перед впускными клапанами соответствует  давлению окружающей среды Р_о = Р_к = 0,1013 МПа, поскольку рассчитываемый двигатель не снабжен наддувом.

Температуру окружающей среды принимаем для  нормальных атмосферных условий, равная Т_о = 293 К.

Давление  остаточных газов  по условию равно  Р_r = 0,113 МПа.

Температура остаточных газов по условию равна  Т_r = 800 К.

Подогрев  свежего заряда для четырехтактных дизельных  двигателей находится  в диапазоне DТ = 20…40 К. Для рассчитываемого двигателя, опираясь на расположение и конструкцию впускного трубопровода, небыстроходности двигателя, отсутствие специального устройства для подогрева и наддува, принимаем DТ = 20 К.

То^/ = То + = 293 + 20 = 313 К.

Давление в конце впуска рассчитаем по следующей формуле ( см. [1] стр. 7):

Р_а = ,

где η_ν- коэффициент наполнения, равный по условию η_ν = 0,80;

ε – степень сжатия, равный по условию ε = 16,5;

Р_r-давление остаточных газов, равный по условию Р_r = 0,113Мпа.

Р_а = = = 0,087МПа.

Пределы изменений давления в конце впуска для дизельных двигателей без наддува 0,075…0,090МПа.

Температура в конце впуска ( см. [1], стр. 7):

Т_а = ,

где Т₀ = 293К – температура окружающей среды;

Р₀=0,1Мпа - давление окружающей среды;

Т_r = 800К – температура остаточных газов.

Т_а = = =   = 330,67 К.

Пределы изменений температуры в конце  впуска для дизельных двигателей без наддува 310…360 К.

Процесс сжатия. 

Давление  в конце сжатия 

.

Пределы изменений давления в конце сжатия для дизельных двигателей без наддува 3,5…5,5МПа.

Температура в конце сжатия 

.

Пределы изменений температуры в конце  сжатия для дизельных двигателей без наддува 750…920 К.

Показатель  политропы сжатия устанавливается  по опытным данным в зависимости  от частоты вращения коленчатого  вала двигателя, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов. Величину показателя политропы сжатия можно  оценить по среднему показателю адиабаты k₁. Условно принимая k₁ = n₁ по монограмме [2, стр.72] определяем показатель адиабаты в зависимости от температуры рабочего тела в конце впуска Т_а и степени сжатия. Найденное значение k₁= n₁ = 1,35. 

Процесс сгорания 

Теоретически  необходимое количество воздуха  для сгорания 1 кг жидкого топлива 

где С, Н, О – массовая доля элементов  в 1 кг топлива;

С=0,857; Н=0,133; О=0,01 

 кг

Эта величина в кмолях:

кмоль.

Действительное  количество воздуха в молях, поступившее в двигатель для сгорания 1кг топлива (кмоль) найдем по формуле (см. [1], стр. 8):

М₁ = α∙L₀;

где - коэффициент избытка воздуха, равный =1,7;

М₁ = α∙L₀ = 1,7∙0,498 = 0,85кмоль

Найдем  коэффициент остаточных газов по следующей формуле:

.

Величина  коэффициента остаточных газов  для дизеля изменяется в пределах .

Теперь  зная коэффициент остаточных газов  найдем число молей остаточных газов:

М_γ = γ∙М₁ = 0,03∙0,85 = 0,0255кмоль.

Теперь  найдем число молей газа, находящегося в цилиндре двигателя в конце  сжатия:

М_с = М₁ + М_γ = 0,85 + 0,0255 = 0,88кмоль.

Количество  продуктов сгорания при работе двигателей на жидком топливе при  находится по следующей формуле (см. [1], стр. 9):

М₂ = М₁ + Н₂/4 + О₂/32 = 0,85 + 0,133/4 + 0,01/32 = 0,88кмоль.

Число молей продуктов сгорания и остаточных газов найдем по формуле:

М_z = М₂ + М_γ = 0,88 + 0,0255 = 0,91кмоль.

Теоретический коэффициент молекулярного изменения 

.

Теперь  найдем действительный коэффициент  молекулярного изменения по следующей  формуле (см. [1], стр. 9):

μ = = = 1,034.

Величина  μ для дизелей изменяется в пределах .

Теплоемкость  свежепоступившей рабочей смеси  или воздуха находится по формуле:

Сv_c = 20,76 + 1,74∙10^-3Т_с,

где Т_с – температура в конце сжатия, равная Т_с = 882,9К.

Сv_c = 20,76 + 1,74∙10^-3Т_с = 20,76 + 1,74∙10^-3∙882,9 = 22,30 кДж/(кмоль∙К)

Теплоемкость  продуктов сгорания для дизельных  двигателей находится по формуле (см. [1], стр. 9):

Ср_z = (18,43 + 2,60∙α) + (13,83/α + 15,55)∙10^-4∙Тz,

где Тz – температура в конце сгорания.

α –  коэффициент избытка воздуха, равный α = 1,7.

Ср_z = (18,43 + 2,60∙α) + (13,83/α + 15,55)∙10^-4∙Тz = (18,43 + 2,60∙1,7) + (13,83/1,7 + 15,55)∙10^-4 ∙Тz = 22,85 + 0.0024∙Тz.

Температуру Тz в конце сгорания, определим из уравнения сгорания (см. [1], стр. 10):

,

где λ – степень повышения давления, который находится по формуле: 

.

Степень повышения давления выбирают из таблицы, который для дизеля находится  в приделах 1,4…2,2, примем λ = 1,7(см. [2], табл.5, стр. 11);

Н_u – низшая теплота сгорания дизельного топлива, принимаем (см. [2], табл. 4, стр.10).

γ = 0,03-коэффициент  остаточных газов;

μ = 1,034 – коэффициент молекулярного изменения;

*- коэффициент использования тепла, равный по условию * = 0,75.

Подставим все известные параметры в  уравнение сгорания и решая данное уравнение,найдем температуру в конце сгорания Тz:

Получили  квадратное уравнение, решив которое, найдем Тz:

.

Пределы изменений температуры в конце сгорания для дизельных двигателей без наддува 1800…2000К.

Величина  теоретического максимального давления цикла и степень повышения  давления:

Численное значение степени повышения давления λ при неразделенной камере сгорания . Принимаем .

Действительное  давление 

.

Пределы изменений действительного давления для дизельного двигателя без  наддува 6,0…12,0. 

Процесс расширения. 

Степень предварительного расширения для дизельных  двигателей находится по следующему выражению:

_{где μ – действительный коэффициент молекулярного  изменения, равный μ=1,034;}

_{λ-степень  повышения давления, равный λ= 1,7;}

_{ТZ – температура в конце сгорания, равная ТZ=2425,65К;}

_{ТС- температура в конце сжатия, равная ТС=882,9К.}

Степень последующего расширения

.

где ε-степень  сжатия, равный по условию ε=16,5.

Давление  в конце расширения 

.

где р_z –действительное давление, равное р_z = 6,51МПа;

δ- степень  последующего расширения, равный δ=9,88;

n₂ – показатель политропы расширения, равный по условию n₂ = 1,24.

 

_{Пределы изменений давления в конце расширения для дизельных двигателей  без наддува 0,2…0,5МПа.}

Температура в конце расширения 

_{Пределы изменений температуры  в конце расширения для дизельных  двигателей без наддува 1000…1300К.} 

Процесс выпуска 

По условию  задания нам известны давление остаточных газов Р_r = 0,113МПа и температура остаточных газов Т_r = 800К. 

1.2. Определение общих показателей характеризующих работу двигателя в целом. 

Среднее индикаторное давление нескругленной  диаграммы для дизельных двигателей находится по следующей формуле (см.[1], стр.11):

где р_с = 3,83 МПа – давление в конце сжатия;

ε-степень  сжатия;

λ- степень  повышения давления;

ρ-степень  предварительного расширения;

n₂ – показатель политропы расширения;

n₁ – показатель политропы сжатия, равный n₁ = 1,35.

 

Теперь  найдем среднее индикаторное давление действительного цикла (см.[1], стр.11):

Рi = ν∙p_i^/ - (P_r - P_a),

где ν - коэффициент полноты индикаторной диаграммы, принимаем  =0,93;

P_r – давление остаточных газов, равный по условию P_r = 0,113МПа;

P_а – давление в конце впуска, равный P_а = 0,087МПа.

Рi = ν∙p_i^/ - (P_r - P_a) = 0,93∙1,076 – (0,113 – 0,087) = 0,975МПа.

Величина  для дизельных двигателей без наддува может изменяться .

Найдем  индикаторный коэффициент полезного  действия(см. [1], стр.11):

где - коэффициент избытка воздуха, ;

- теоретически необходимое количество  воздуха,  кг;

- низшая теплота сгорания, МДж/кг;

 - коэффициент наполнения.

ρ₀  = Р₀/R∙T₀ = 1,208 кг/м³ (см. [1], стр. 11) – плотность заряда на впуске. 

. 

1.3. Определение эффективных показателей двигателя. 

Среднее давление механических потерь:

,

где а_m и b_m – коэффициенты равные  а_m = 0,09 и b_m = 0,012 (см. [2], табл.9, стр.14);

V_пср. – средняя скорость поршня, которая находится по формуле:

где S – ход поршня, равный по условию 140 мм = 0,14м.

n – частота вращения коленчатого вала, равная по условию n =1950 об/мин.

 м/с.

Теперь  найдем среднее давление механических потерь:

Средняя эффективность давления равна:

МПа.

Теперь  найдем механический коэффициент полезного  действия:

.

Эффективный коэффициент полезного действия:

η_е = η_i∙η_м,

где  η_м – механический коэффициент полезного действия, равный η_м = 0,8;

η_i – индикаторный коэффициент полезного действия, равный η_i = 0,47.

.

Эффективный крутящий момент:

 Н м

Удельный  эффективный расход топлива (см. [1], стр.11):

,

где  - низшая теплота сгорания, МДж/кг;

г/квт∙ч.

Теперь  найдем эффективный часовой расход топлива (см. [1], стр.11):

где N_e – мощность двигателя, равный по условию N_e = 132 кВт.

 кг/час. 

1.4. Основные размеры  двигателя. 

По эффективной  мощности, частоте вращения коленчатого  вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя.

Литраж  одного цилиндра проектируемого четырехтактного  двигателя рассчитывается по следующей  формуле (см.[1], стр.12):

,

где - мощность двигателя;

- средняя эффективность давления;

- частота вращения коленчатого  вала;

- для четырехтактных двигателей.

Рабочий объем одного цилиндра: 

.

где i=6 – число цилиндров.

Диаметр цилиндра двигателя: 

,

где S/D – отношение хода поршня и диаметра цилиндра, равное 140/130=1,08. 

Ход поршня двигателя:

S = D∙(S/D) = 0.13038∙1.08 = 0.14081м.

Вычислим  площадь поршня (см.[1], стр.12):

F_n = π∙D²/4 ,

где D – диаметр цилиндра, равный D=130мм = 0,13м.

F_n = π∙D²/4 = 3,14∙(0,13038)²/4 = 0,0133м².

Теперь  найдем уточненный литраж двигателя:

V_h = F_A∙S/10⁴,

где S = 140мм=0,14м-ход поршня.

V_h = F_A∙S/10⁴ = 133∙140/10⁴ = 1,862л.

Радиус  кривошипа и длина шатуна двигателя  рассчитывается по следующей формуле:

r = S/2 = 0,14/2 = 0,07м.- радиус кривошипа.

l= r/λ – длина шатуна,

где λ = r/l – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимается строго по прототипу двигателя. Малые значения λ желательны для понижения давления поршня на стенку цилиндра, а также для уменьшения второй и более высоких гармоник сил инерции поступательно движущихся масс, что имеет большое значение для уравновешивания двигателя. Однако, малым значениям соответствует большая длина шатуна l, а следовательно большие габаритные размеры и масса двигателя. С целью уменьшения габаритных размеров и массы двигателя выбирают большие значения λ. Для современных автомобильных двигателей λ = ….; в быстроходных двигателях применяют более длинные шатуны, чем в тихоходных. Из вышесказанного для нашего двигателя примем λ = 0,27.

Значит  длина шатуна будет равна:

l= r/λ = 0,07/0,27 = 0,26 м.

Теперь  определим объем камеры сгорания  и полный объем цилиндра:

V_C = V_h/(ε-1),

где ε  – степень сжатия, равная по условию  ε = 16,5.

V_C = V_h/(ε-1) = 1,862/(16,5-1) = 0,1201л.

Полный  объем цилиндра равен:

V_a = V_h + V_C = 1,862 + 0,1201 = 1,9821л 

1.5. Сводная таблица  результатов теплового  расчета