Расчет автотракторного двигателя внутреннего сгорания (прототип СМД-62)

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Учреждение образования “Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого”

Кафедра: “Сельскохозяйственные машины”

КУРСОВАЯ РАБОТА

по курсу “ТРАКТОРЫ и АВТОМОБИЛИ”

на тему: «РАСЧЕТ АВТОТРАКТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ (ПРОТОТИП СМД-62)»

Выполнил: Малащенко Е.Ю.

Проверил: преподаватель Хиженок В.Ф.

Гомель 2012

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ И УДЕЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Выбор основных параметров двигателя

1.2 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна

1.3 Выбор размеров и числа цилиндров

1.4 Выбор коэффициента избытка воздуха и степени сжатия

1.5 Определение параметров рабочего цикла дизеля

1.6 Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизеля

2. ПОСТРОЕНИЕ И АНАЛИЗ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Определение основных размеров двигателя, показателей топливной экономичности и КПД

2.2 Анализ результатов теплового расчета

2.3 Расчёт поршня

3. ПОСТРОЕНИЕ РЕГУЛЯТОРНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК АВТОТРАКТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

3.1 Построение регуляторной характеристики в функции от частоты вращения

3.2 Построение регуляторной характеристики в функции от эффективной мощности

4. ДИНАМИКА И УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВС

4.1 Выбор основных конструктивных параметров

4.2 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

4.2.1 Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец

4.2.2 Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

4.2.3 Расчет момента инерции и параметров маховика

4.3 Неравномерность крутящего момента и хода двигателя, векторные и развернутые диаграммы давлений

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ЛИТЕРАТУРА

ВВЕДЕНИЕ

Двигатели внутреннего сгорания - наиболее распространенный тип тепловых двигателей. На их долю приходится более 80 % всей вырабатываемой в мире энергии. Благодаря компактности, высокой экономичности, надежности, долговечности они используются во всех областях народного хозяйства и являются единственным источником энергии на строительных и дорожных машинах, на которых применяются в основном дизели автотракторного типа.

Целью курсовой работы является систематизация и закрепление знаний, полученных в ходе изучения теоретического курса дисциплины «Тракторы и автомобили», а также при выполнении практических и лабораторных работ по данному курсу; освоение методики и получение практических навыков теплового и динамического расчета автомобильного (тракторного) двигателя.

Приведенная в настоящей курсовой работе последовательность расчета двигателя базируется на известных методиках, изложенных в литературе, которая указана в списке литературы.

Помимо основных параметров, указанных в исходных данных, при выполнении курсовой работы студенту необходимо самостоятельно выбрать ряд величин, расчет основных параметров двигателя без которых не представляется возможным. Они выбираются на основе сведений о принятом прототипе двигателя. В данной курсовой работе прототипом является автотракторный двигатель СМД-62, который нашел широкое применение на грузовых автомобилях.

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ И УДЕЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Выбор основных параметров двигателя

Тенденция в развитии двигателей автомобилей и тракторов заключается в повышении их мощностных и экономических показателей при одновременном снижении массы и габаритов. В соответствии с этой тенденцией наблюдается рост параметров: степень сжатия, среднее эффективное давление, литровая и поршневая мощность, частота вращения коленчатого вала, надежность работы двигателя при уменьшении его массы и удельного расхода топлива.

1.2 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна л= R/L для современных автотракторных двигателей составляет 0,21...0,30. Принимаем л=0,272.

1.3 Выбор размеров и числа цилиндров

Выбор размеров и числа цилиндров производится на основе следующих соображений.

Диапазон возможного изменения диаметра цилиндра определяют, используя зависимость D=f(n_н). В соответствии с рекомендациями принимаем диаметр цилиндра D = 120 мм, а ход поршня S = 132 мм.

Ориентировочно средняя скорость поршня:



м/с.

По заданным номинальной мощности N_eH, частоте вращения коленчатого вала п_н, оцененным размерам цилиндра определяем их число i. Число цилиндров определяется уровнем форсирования двигателя по мощности, т.е. литровой мощностью. Для определения литровой мощности N_eл по известному диаметру цилиндра D целесообразно использовать графики N_eл=f(D) (рисунок. 1.2 [1]). Принимаем N_eл =15 кВт/л.

По принятому диаметру цилиндра устанавливают пределы изменения литровой мощности двигателя N_eл и цилиндровую мощность:

кВт,

где V_h - рабочий объем цилиндра, л;

кВт.

При заданной эффективной мощности двигателя N_ен=130 кВт требуемое число цилиндров:

.

Принимаем число цилиндров i=8.

После определения числа цилиндров уточняем значение литровой мощности по формуле:

кВт/л;

кВт/л.

1.4 Выбор коэффициента избытка воздуха и степени сжатия

Коэффициент избытка воздуха б 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

Принимаем

Степень сжатия е определяется способом смесеобразования (внутреннее или внешнее), свойствами топлива, наличием наддува и т.п.

Таблица 1 - Определение степени сжатия

Октановое число топлива	73...76	77...80	81..90	91..100	более 100
е	6,6...7	7,1...7,5	7,6...8,5	8,6...9,5	до 12

1.5 Определение параметров рабочего цикла дизеля

Параметры рабочего цикла (процесса) двигателя определяются при выполнении теплового расчета. По его результатам определяются индикаторные параметров рабочего цикла, КПД и экономичность, уточняются основные размеры проектируемого двигателя.

1.6 Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизеля

Параметры окружающей среды и остаточных газов

Атмосферные условия принимаем: МПа; K. Давление остаточных газов для дизелей без наддува МПа. Температуру остаточных газов принимаем из интервала K. Значения p₀ и T₀ в последующих расчетах принимаются равными давлению и температуре на выходе из компрессора p_к и T_к.

Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кг/кг топлива,

где С, Н, О - весовая доля соответствующих компонентов.

кмоль/кг топлива,

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

кг/кг топлива;

кмоль/кг топлива.

Количество свежего заряда:

 кмоль/кг,

где б - коэффициент избытка воздуха.

кмоль/кг.

Помимо поступившего воздуха в цилиндре находятся остаточные газы, количество которых определяется по формуле:

кмоль/кг топлива.

Коэффициент остаточных газов:

кмоль/кг топлива.

Общее количество газов, находящихся в цилиндре в конце сжатия:

кмоль/кг топлива;

кмоль/кг топлива.

Общее количество продуктов сгорания:

кмоль/кг топлива;

кмоль/кг топлива.

С учетом остаточных газов количество газов, находящихся в цилиндре в конце сгорания:

кмоль/кг топлива;

кмоль/кг топлива.

При этом химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

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 p_a и температура T_a в конце процесса впуска:

,

где p_a - величина потери давления на впуске, МПа.

где в - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; о_вп - коэффициент сопротивления впускной системы; щ_вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы, м/с; с_к - плотность заряда на впуске, кг/м³.

Принимаем для дизелей ; м/с.

;

МПа;

МПа.

Действительный коэффициент остаточных газов:

Принимаем подогрев свежего заряда ДT = 8єК.

.

Температура в конце впуска:

К;

К.

Коэффициент наполнения:

Давление p_c и температура Т_с в конце процесса сжатия:

МПа.

К.

где n₁ - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей рассчитывается по формуле:

МПа.

К.

Давление р_z и температур, а T_z в конце сгорания (расчет процесса сгорания). Принимаем

Давление р_z:

МПа;

МПа.

Температура Т_z определяется из уравнения сгорания:

где mC_v - средняя мольная теплоемкость воздуха при постоянном объеме, кДж/ (кмоль•град); mC_p - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении, кДж/(моль•град); о - коэффициент использования теплоты; H_u - низшая теплота сгорания топлива (для дизельного топлива кДж/кг).

Коэффициент использования принимаем о = 0,8.

Средние мольные теплоемкости:

.

Подставляя в уравнение значения средних мольных теплоемкостей, после преобразований получим значение К.

Давление p_b и температура Т_b в конце расширения.

Степень предварительного расширения подсчитывается по формуле:



Степень последующего расширения:

двигатель маховик кривошип дизель

;

.

Показатель политропы расширения принимаем

Давление в конце расширения:

МПа;

МПа.

Температура в конце расширения

К;

К.

Выполняем оценку выбора значения температуры отработавших газов:

К;

К.

Значение температуры в исходных данных и полученное расчетом по данной формуле не должны отличаться более чем на 5 %, для уточнения этого момента вычислим отличие в процентном соотношении :

, что вполне допустимо.

2. ПОСТРОЕНИЕ И АНАЛИЗ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ

Теоретическая индикаторная диаграмма строится в координатах p-V. На оси абсцисс (лист 1 графической части) откладываем произвольный отрезок, изображающий в каком-либо масштабе объем камеры сгорания V_c, этот отрезок принимают за единицу. V_c=15 мм. Дальше откладываются на оси абсцисс объемы:

мм; мм.

Выбрав на оси ординат масштаб давлений, откладывают точки: p₀, p_к, p_a, p_c, p_z, p_b, p_r .

Через точки p₀, p_к, p_a, p_r проводим прямые, параллельные оси абсцисс. Точки а и с соединяются политропой сжатия, а точки z и b - политропой расширения. Промежуточные значения этих кривых определяются из условия, что каждому значению V_x на оси абсцисс соответствуют следующие значения давлений:

МПа -для политропы сжатия;

МПа - для политропы расширения.

Входящие в эти уравнения отношения объемов V_a/V_x= V_b/V_x определяются по соотношению соответствующих отрезков на абсцисс.

Таблица 2 - Результаты расчетов

Политропы Vx/ Vс	Сжатия px	Расширения pxr
30	86,583	285,521
45	49,52	169,919
60	33,313	117,576
75	24,495	88,364
90	19,053	69,972
105	15,407	57,442
120	12,817	48,417
135	10,897	41,641
150	9,424	36,388
165	8,264	32,209
180	7,331	28,814
195	6,565	26,008
200	5,928	23,654
225	5,39	21,655
240	4,931	19,938

По построенной индикаторной диаграмме определяется среднее теоретическое индикаторное давление:

где F - площадь индикаторной диаграммы, мм²; l - длина индикаторной диаграммы, мм; м - принятый м=0,018 МПа), определяется по оси ординат.

МПа.

Для проверки величина среднего теоретического индикаторного давления подсчитывается аналитическим путем по формуле:



МПа.

Точность построения индикаторной диаграммы оценивается коэффициентом погрешности:

Коэффициент д_n не должен превышать 3…4%.

Действительное среднее индикаторное давление:

МПа,

где н - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Принимаем н=0,95.

2.1 Определение основных размеров двигателя, показателей топливной экономичности и КПД

Среднее эффективное давление:

МПа,

где з_m - механический КПД двигателя, который равен: з_m = 0,8.

МПа.

Рабочий объем цилиндров (литраж) проектируемого двигателя в литрах;

л,

где N_ен - эффективная мощность двигателя на номинальном режиме; ф - коэффициент тактности.

л.

Рабочий объем одного цилиндра:

л,

л.

Диаметр цилиндра:

мм;

мм.

Принимаем D=120 мм.

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

мм;

мм.

Принимаем S=132мм.

R = 0,5S мм;

R = 0,5•132=66 мм.

Определяем индикаторный КПД двигателя

для дизелей без наддува вместо с_к подставляется с₀ = 1,21 кг/м³.

Эффективный КПД двигателя

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

г/кВт ч;

 г/кВт ч.

г/кВт ч;

г/кВт ч.

2.2 Анализ результатов теплового расчета

Для контроля правильности определения в тепловом расчете параметров газов, индикаторных и эффективных показателей цикла и экономичности их следует сравнить со значениями, приведенными в таблице 3. Рассчитанные параметры должны находиться в указанных пределах.

Таблица 3 - Анализ результатов

Показатели	Тип двигателя
	дизели	проектируемый
Давление рс, МПа	3,5…5,5	4,412
Температура Тс, К	700…900	906,915
Давление р'z, МПа	5,0…10,0	7,941
Давление рz, МПа	5,0…10,0	7,941
Температура Тz, К	1800…2300	2226
Давление рb, МПа	0,30…0,50	0,345
Температура Тb, К	1000…1200	1121
Индикаторный КПД зi	0,38…0,53	0,47
Эффективный КПД зе	0,30…0,42	0,376
Среднее эффективное давление ре, МПа	0,4…1,4	0,77
Удельный эффективный расход топлива ge, г/кВт?ч	200…240	225,3119

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

- удельная литровая мощность

кВт/л;

кВт/л.

- удельная поршневая мощность

кВт/дм²,

где F_п - площадь днища поршня, дм².

дм²;

кВт/дм².

- средняя скорость поршня

м/с,

м/с.

Параметры, полученные путем теплового расчета, сравниваются с их значениями у современных двигателей (таблица 4).

Таблица 4 - Анализ результатов

Показатели	проектируемый	дизели
Удельная литровая мощность Nл, кВт/л	9,947	7,2…15,5
Удельная поршневая мощность, Nп, кВт/дм2	14,368	8,6…19,3
Скорость поршня Cn, .	13,64	10,5…14,0

2.3 Расчёт поршня

Рассчитываем соотношения размеров (от диаметра поршня D):

- толщина днища:

- высота поршня:

- высота головки:

- высота направляющей части:

- высота до оси отверстия под поршневой палец:



- расстояние до первой поршневой канавки под кольцо:

- толщина перемычки между поршневыми канавками:

- наружный диаметр бобышек:

- расстояние между торцами бобышек:

- толщина боковой стенки головки:

- наружный диаметр поршневого пальца:



- внутренний диаметр поршневого пальца:

- длина «плавающего» пальца:

- рабочая длина бобышки:

Таблица 5 - Результаты расчётов

Толщина днища, д	12
Высота поршня, Н	120
Высота головки, hr	40
Высота направляющей части, ht	72
Высота до оси отверстия под поршневой палец, h1	60
Расстояние до первой поршневой канавки под кольцо, h	12
Толщина перемычки между поршневыми канавками, hn	4
Наружный диаметр бобышек, dб	40
Расстояние между торцами бобышек, b	70
Толщина боковой стенки головки, дr	5
Наружный диаметр поршневого пальца, dn	28
Внутренний диаметр поршневого пальца, dв	20
Длина «плавающего» пальца, ln	105
Рабочая длина бобышки, lб	17,5

3. ПОСТРОЕНИЕ РЕГУЛЯТОРНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК АВТОТРАКТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

С целью последующего тягового расчета трактора, или динамического расчета автомобиля, по результатам теплового расчета двигателя строятся соответствующие типу двигателя теоретические характеристики: регуляторная характеристика дизеля или скоростная характеристика двигателя с искровым зажиганием. Исходными данными для их построения являются: тип двигателя (с воспламенением от сжатия или с искровым зажиганием), номинальная мощность N_eн в кВт, номинальная частота вращения n_н в мин^-1, удельный g_e н в г/(кВт•ч) и часовой G_Т н в кг/ч расходы топлива на номинальном режиме работы двигателя (для двигателей на газовом топливе соответственно V_eн в м³/(кВт•ч) и G_Тн в м³/ч).

Характеристики строятся при настройке всережимного регулятора дизеля на максимальную подачу топлива, а для двигателей с искровым зажиганием - при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой.

3.1 Построение регуляторной характеристики в функции от частоты вращения

Регуляторная характеристика в функции от частоты вращения - скоростная характеристика дизеля на регуляторе (M_к, N_e, G_Т, g_e) = f(n) строится в такой последовательности.

1. Выбираем масштабы для построения графика. Масштаб по оси абсцисс графика (масштаб частоты вращения) выбирают ориентируясь на значения n_н, n_х.max и n_Mк.max. Значение номинальной частоты вращения n_н известно, а максимальная частота вращения холостого хода n_х.max определяется по формуле:

n_х.max=0,2n_н

Частота вращения при максимальном крутящем моменте

n_хМ.max = 0,5 n_н мин^-1,

где K_о - коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения; у современных двигателей K_о = 1,4.

Ориентируясь на рекомендуемое расположение кривых, а также на номинальные значения M_кн, N_eн, G_Т.н и g_eн выбираются остальные масштабы, при этом значение крутящего момента на номинальном режиме определяется по формуле:

Н м;

Н м.

На оси абсцисс отмечаются три характерные точки, соответствующие n_н, n_х.max и n_Mк.max, через которые проводятся вертикальные вспомогательные (штрихпунктирные) линии.

2. Значения n₁, n₂…n_i выбираем произвольно - равномерно в диапазоне частот от n_н до n_Mк.max. Для значений частот в этом диапазоне по эмпирической зависимости рассчитываем соответствующие значения крутящих моментов:

Нм.

По результатам расчета определяется значение коэффициента приспособляемости дизеля по моменту:

;

.

Рассчитываются значения эффективной мощности по формуле:

кВт.

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

кг/ч;

При работе на максимальном скоростном режиме (n_.х.max.)

кг/ч,

а на режиме M_к.max (n_Mк.max.):

кг/ч.

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

г/(кВт ч).

3.2 Построение регуляторной характеристики в функции от эффективной мощности

На графике в принятом масштабе последовательно наносим зависимости (n, M_к, G_Т, g_e) = f(Ne). Все необходимые для их построения данные берутся из таблицы 6. Характерными точками здесь являются: холостой ход N_e = 0; номинальный режим N_e = N_e.н; мощность при M_{к max}.

Таблица 6 - Результаты расчетов

Частота вращения коленчатого вала nx, об/мин	Крутящий момент Ме, Н•м	Удельного расхода ge,г/кВт ч	Эффективная мощность Ne,кВт	Часовой расход топлива. GТ,кг/ч
620	315,261	288,399	20,467	5,903
1240	412,018	245,59	53,498	15,429
1860	458,474	220,806	89,294	25,752
2480	454,629	214,046	118,061	34,049
3100	400,484	225,312	130	37,492

4. ДИНАМИКА И УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВС

Цель динамического расчета двигателя - определение сил и моментов, нагружающих детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ) и определение требуемого момента инерции и массы маховика. Расчет выполняется применительно к центральному КШМ.

4.1 Выбор основных конструктивных параметров двигателя

Согласно рекомендаций, указанных в [2], условий исходных данных к курсовой работе, а также на основе вышеизложенных расчетов для динамического расчета КШМ двигателя принимаем следующие основные конструктивные параметры двигателя:

Номинальная частота вращения коленчатого вала об/мин.

Радиус кривошипа мм.

Постоянная КШМ двигателя.

Диаметр цилиндра двигателя мм.

Ход поршня мм.

4.2 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

4.2.1 Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец

На поршень и поршневой палец действуют силы давления газов P_Г и силы инерции P_j движущихся возвратно-поступательно масс КШМ.

Сила давления газов определяется по формуле:

Н,

где p_x - текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа; D - диаметр цилиндра, м.

Для дальнейших расчетов нужно выразить силу P_Г в функции от угла б поворота коленчатого вала. При центральном КШМ связь между различными точками индикаторной диаграммы и указанными углами может быть установлена графическим способом. Под осью абсцисс диаграммы строим полуокружность из центра О радиусом R, равным половине отрезка V_h. Вправо по горизонтали от центра полуокружности откладываем в том же масштабе отрезок, равный Rл/2, где л - постоянная двигателя: отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Из конца этого отрезка О' проводим ряд лучей под углами б₁, б₂, б₃… к горизонтали до пересечения с полуокружностью. Проекции концов этих лучей на отдельные ветви индикаторной диаграммы указывают, какие значения давления p_x соответствуют тем или иным углам поворота коленчатого вала.

Рисунок 1 - Схема сил и правила знаков

На участках графика:

0...180° (такт впуска) p_x = p_a= const;

540...720° (такт выпуска) p_x = p_r = const.

Более точно значение p_x = f(б) могут быть определены аналитическим путем в соответствии с принятым шагом расчета по углу поворота кривошипа Дб. На тактах сжатия-расширения для различных значений б последовательно определяются пути поршня S_x в (м) и текущее значение объема цилиндра V_x в (м³):

и для соответствующих участков графика определяются значения p_x:

180...360 (такт сжатия):

;

360...540° (такт расширения) - при V_x<V_z, p_x = p_z; - при V_x>V_z,

.

Здесь V_a = V_h + V_c; V_z = сV_c. Принимаем шаг угла поворота коленчатого вала 30° - в интервале 0…330° и 390…720°, а в интервале 330…390° (процесс сгорания) - шаг 10°.

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



где P_I = mRщ²cosб - сила инерции первого порядка, период изменения которой равен одному обороту коленчатого вала (360°); P_jII = mRщ² лcos2б - сила инерции второго порядка, период изменения которой равен 1/2 оборота коленчатого вала, т.е. (180°).

С учетом правила знаков:

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

,

где m_п - масса поршневого комплекта, кг (m_п=1,6 кг); m_ш - масса шатуна, кг (m_ш=1,7 кг).

Тогда кг.

Угловая частота вращения коленчатого вала:

с^-1,

с^-1.

Для графического определения сил инерции P_jI, P_jII и P_j возвратно-поступательно движущихся масс необходимо выполнить следующие построения. Поскольку сила инерции равна произведению массы возвратно-поступательно движущихся деталей на ускорение, которое для кинематических схем ДВС равно: для сил инерции первого порядка mRщ²cosб, а для сил инерции второго порядка Rщ²cos2б, то амплитуда изменения сил инерции первого порядка будет равна mRщ², с периодом 2р, а амплитуда сил второго порядка 2лmRщ² с периодом изменения вдвое меньше. Таким образом, из общего центра О проводим две полуокружности - одну радиусом r₁ = mRщ², другую радиусом r₂ = лmRщ² = лr₁ и ряд лучей под углами б, 2б, … к вертикали. Вертикальные проекции отрезков лучей, пересекающих первую окружность, дают в принятом масштабе значения сил P_jI при соответствующих углах поворота коленчатого вала, а проекции тех же лучей, пересекающих вторую окружность, значения сил P_jII. При углах поворота коленчатого вала, соответственно вдвое меньших.

Проводим далее через центр О горизонтальную линию и откладываем на ней, как на оси абсцисс, значения б углов поворота коленчатого вала за рабочий цикл (от 0 до 720°).

4.2.2 Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

На шатунную шейку действуют две силы: направленная по шатуну сила P_t, как составляющая силы P_рез, приложенная к поршневому пальцу; центробежная сила инерции P_c, создаваемая редуцированной к кривошипу частью массы шатуна. Геометрическая сумма P_t и P_c дает результирующую силу R_ш, действующую на шатунную шейку от одного цилиндра.

Силы P_t и P_c подсчитываются по следующим формулам:

Н,

где в - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол б; в = arcsin(лsinб); с учетом правила знаков:

Н,

Н.

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

Н,

Н.

Сила T на плече, равному радиусу кривошипа R, создает крутящий момент на валу двигателя. Сила T и крутящий момент считаются положительными, если их направление совпадает с направлением вращения коленчатого вала.

Сила R_ш подсчитываются по формуле:

Н.



Рисунок 2 - Развернутая диаграмма сил, действующих на поршень

Таблица 7 - Результаты расчетов

б	в	Pг	Pj	Pрез	T	Z	Rш
0	0	-79	-15780	-15859	0	-15859	23390
30	-0,249	-79	-12510	-12589	-3525	-12501	20340
60	-0,076	-79	-4730	-4809	-3982	-2722	11000
90	0,224	-79	3162	3083	3083	-703	8795
120	0,145	-79	7895	7816	6198	-4901	13890
150	-0,179	-79	9374	9295	6107	-7213	15960
180	-0,201	-79	9491	9412	1920	-9412	17050
210	0,117	204	9374	9295	-5596	-7501	16040
240	0,238	1436	7895	8099	-7993	-2349	12710
270	-0,044	4332	3162	3704	-3704	-163	8541
300	-0,252	16590	-4730	-3294	3278	-912	9059
330	-0,033	27320	-12510	-8178	4326	-6951	15120
340	0,163	41300	-14290	2300	-432	2291	5260
350	-0,241	48950	-15410	11910	-4955	11219	6175
360	0,241	75880	-15780	25520	6278	25520	19050
370	-0,163	51990	-15400	33550	403	33986	26460
380	0,033	33090	-14270	61610	22981	57174	54700
390	0,107	10340	-12510	39480	23412	32058	33910
420	-0,207	4558	-4730	28360	21582	19341	24600
450	-0,171	2680	3162	13502	13502	2336	14470
480	0,154	1957	7895	12453	9813	7895	18280
510	0,219	1764	9374	12054	3701	-11777	19660
540	-0,086	113	9491	11448	996	-11448	19010
570	--0,247	113	9374	11138	-3141	-11049	18850
600	0,011	113	7895	8008	-6983	-3924	13420
630	0,25	113	3162	3275	-3275	835	7456
660	0,065	113	-4730	-4617	3846	-2572	10810
690	-0,229	113	-12510	-12397	8703	-9285	18940
720	-0,136	113	-15780	-15667	2146	-15667	23300

4.2.3 Расчет момента инерции и параметров маховика

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

Определяется средняя ордината:

мм,

мм.

где УF_пол - суммарная площадь всех участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс мм²; УF_отр - под осью абсцисс, мм²; l_Д - длина диаграммы, мм.

После построения графика суммарной тангенциальной силы многоцилиндрового двигателя определяется средняя ордината сi в (мм) определяющая среднее значение суммарной тангенциальной силы:

Н,

где м₁ = T/l_h,=79,2 Н/мм - принятый масштаб по оси ординат; l_h =89,5мм- высота диаграммы, мм.

Избыточная работа Lизб определяется по формуле:

L_изб = I₀дщ², Нм,

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

Работа L_изб пропорциональна площади F_изб на графике суммарной тангенциальной силы.

L_изб = мF_изб Н м,

где м = м₁м₂ - масштаб площади, Нм/мм².

Для четырехтактных двигателей масштаб по оси абсцисс:

м/мм,

м/мм.

R- радиус кривошипа, м; l_Д - длина диаграммы T_сум = f(б), мм.

L_изб =0,65•3720,3=2418 Нм.

Задаваясь величиной степени неравномерности вращения д (для тракторных двигателей д =0,015), определяем требуемый момент инерции маховика:

кг м²

кг м²

По величине I _М находим массу маховика:

, кг

где D _М - диаметр диска, м.

, кг.

Рисунок 3- График тангенциальной силы T = f(б)

4.3 Неравномерность крутящего момента и хода двигателя

Векторные и развернутые диаграммы давлений

Степень равномерности изменения суммарного крутящего момента двигателя оценивают коэффициентом неравномерности крутящего момента:

.

где и - соответственно максимальное, минимальное и среднее значения крутящего момента.

Для определения и пользуются расчётами из таблицы 5.

Тогда, как видно из таблицы:

Н·м,

Н·м.

вычисляется по формуле:

, Н·м.

Тогда:

.

Коэффициент неравномерности хода двигателя может быть вычислен по формуле:

.

где - соответственно максимальная, минимальная и средняя угловые скорости вращения коленчатого вала:

с^-1,

с^-1,

с^-1.

Тогда коэффициент неравномерности хода двигателя:

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения теплового расчета двигателя были получены следующие результаты: давление в конце впуска МПа; температура в конце впуска K; давление в конце сжатия MПа; температура в конце сжатия K; давление в конце сгорания МПа; температура в конце сгорания К; давление в конце расширения MПа; температура в конце расширения K; механический КПД эффективный КПД литраж двигателя л; диаметр цилиндра мм; ход поршня мм; часовой расход топлива г/ч.

В данном курсовом проекте был исследован дизельный двигатель по прототипу СМД-62. В ходе работы был произведен тепловой расчет двигателя, построены регуляторные и индикаторные характеристики, проанализирована и просчитана динамика двигателя и неравномерность крутящего момента и хода двигателя.

ЛИТЕРАТУРА

1. Методическое указание к курсовой работе «Проектирование и производство сельскохозяйственной техники» - сост.: В.Ф. Хиженок, В.В. Миренков. - Гомель: ГГТУ им.П.О.Сухого.

2. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей.- М.: Колос, 1992. - 414 с.

3. Артамонов М.Д., Марин М.М. Основы теории конструирования автотракторных двигателей. Ч. 1. Теория автомобильных и тракторных двигателей. Учебник для вузов. - М:Высшая школа, 1973. - 206 с.

4. Болтинский В.Н. Теория. Конструкция и расчет тракторных и автомобильных двигателей.- М.: Сельхозиздат, 1962. - 391 с.

5. Скотников, В.А. Основы теории и расчета трактора и автомобиля - М.: Агропромиздат, 1986. -383с.

Размещено на Allbest.ru