Расчет автотракторного двигателя внутреннего сгорания (прототип ЗИЛ-130)

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

"Тракторы и автомобили"

"Расчет автотракторного двигателя внутреннего сгорания (прототип ЗИЛ-130)"

Гомель 2014

Содержание

Введение

1. Тепловой расчёт двигателя. Определение основных размеров и удельных параметров двигателя

1.1 Определение 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

1.7 Определение основных размеров двигателя, показателей топливной экономичности и КПД

1.8 Анализ результатов теплового расчета

2. Построение и анализ индикаторной

3. Построение скоростных характеристик двигателя

4. Динамика и уравновешивание ДВС

4.1 Динамический расчет КШМ двигателя

4.1.1 Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец

4.1.2 Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

4.1.2 Расчет момента инерции и параметров маховик

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

Заключение

Литература

Приложение

Введение

Двигатель внутреннего сгорания - тепловой двигатель, в котором химическая энергия топлива, сгорающего в рабочей полости, преобразуется в механическую работу. Основными частями ДВС являются кривошипно-шатунный механизм и газораспределительный механизм, а также системы питания, охлаждения, зажигания и смазочная система. Кривошипно-шатунный механизм преобразует прямолинейное возвратно- поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала. Механизм газораспределения обеспечивает своевременный впуск горючей смеси в цилиндр и удаление из него продуктов сгорания. Система питания предназначена для приготовления и подачи горючей смеси в цилиндр, а также для отвода продуктов сгорания. Смазочная система служит для подачи масла к взаимодействующим деталям с целью уменьшения силы трения и частичного их охлаждения, наряду с этим циркуляция масла приводит к смыванию нагара и удалению продуктов изнашивания. Система охлаждения поддерживает нормальный температурный режим работы двигателя, обеспечивая отвод теплоты от сильно нагревающихся при сгорании рабочей смеси деталей цилиндров поршневой группы и клапанного механизма. Система зажигания предназначена для воспламенения рабочей смеси в цилиндре двигателя.

В результате длительного периода развития ДВС 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.

1. Тепловой расчет двигателя. Определение основных размеров и удельных параметров двигателя

1.1 Определение основных параметров двигателя

Главная тенденция в развитии современных 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 таких параметров, как степень сжатия, среднее эффективное давление, литровая и поршневая мощность, частота вращения коленчатого вала, надежность работы двигателя при соответствующем уменьшении его массы и удельного расхода топлива.

1.2 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна для современных автотракторных двигателей составляет 0,21…0,30, причем для быстроходных двигателей обычно применяются длинные шатуны (значения л малы), для тракторных - относительно короткие. Принимаем .

1.3 Выбор размеров и числа цилиндров

Выбор размеров и числа цилиндров производится на основе следующих соображений. Диапазон возможного изменения диаметра цилиндра можно определить, используя зависимость для существующих моделей двигателей (рис. 1.1 [1]). В соответствии с рекомендациями принимаем диаметр цилиндра, а ход поршня . Ориентировочно средняя скорость поршня:



По заданным номинальной мощности , частоте вращения коленчатого вала , оцененным размерам цилиндра определяем их число . Число цилиндров в свою очередь определяется уравнением форсирования двигателя по мощности, т.е. литровой мощностью.

Для определения литровой мощности по известному диаметру цилиндра D целесообразно использовать графики (рис. 1.2 [1]). Принимаем .

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

кВт

Где; - рабочий объем цилиндра, л; D и S - в дм.

При заданной эффективной мощности двигателя требуемое число цилиндров:

.

Однако желательно исключать значения , значит принимаем .

После определения числа цилиндров уточняем значение литровой мощности по формуле:



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 по условию.

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 двигателя

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

1.6 Расчет индикаторных параметров четырехтактного двигателя

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

Параметры рабочего тела:

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кмоль/кг

кмоль/кг

Где; - масса одного киломоля воздуха.

Действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива:

кмоль/кг

Где; б - коэффициент избытка воздуха ().

Количество свежего заряда (горючей смеси):

кмоль/кг

Где; - молекулярная масса бензина () кг/моль

Количество остаточных газов в цилиндре:

кмоль/кг

Коэффициент остаточных газов:

Где; е - степень сжатия ().

Общее количество газов, находящихся в цилиндре в конце сжатия:

кмоль/кг

Количество газов, находящихся в цилиндре в конце сгорания:

кмоль/кг

Химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Общее количество продуктов сгорания:

кмоль/кг

Химический коэффициент молекулярного изменения:

Параметры окружающей среды и остаточных газов:

Атмосферные условия, необходимые для последующих расчетов принимаются следующие: Давление остаточных газов МПа

Температура остаточных газов принимается К.

Плотность заряда на впуске:

Где; - удельная газовая постоянная для воздуха ().

Потери давления на впуске:

Где; в - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; - коэффициент сопротивления впускной системы; - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило в клапане), м/с. Принятые величины:

Давление в конце впуска определяем по формуле:

Принимаем температуру подогрева свежего заряда

Действительный коэффициент остаточных газов:

Коэффициент наполнения:

Температура в конце впуска:

Давление и температура в конце сжатия:

Где; - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах или вычисляется по формуле В.А. Петрова:

Где; - частота вращения коленчатого вала, ().

Давление температура в конце сгорания (расчет процесса сгорания).

Давление в конце сгорания:

Температура определяется из уравнения:

Где; - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания жидкого топлива;

- средняя мольная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме;

- коэффициент использования теплоты (для карбюраторных двигателей );

- низшая теплота сгорания ();

- коэффициент использования теплоты (для карбюраторных двигателей )

Значения находятся из уравнения:

Преобразовывается выражение:

После преобразований получим квадратное уравнение вида:

Определяется температура в конце сгорания :

Давление и температура в конце расширения.

Степень последующего расширения:

Где; с - степень предварительного расширения (для бензиновых двигателей ).

Давление в конце расширения:

Где; - показатель политропы расширения (для бензиновых двигателей , принимаем ).

Температура в конце расширения:

Проверяется оценка правильности выбора температуры :

Относительная ошибка:

Где; - температура отработавших газов, принятая в начале расчетов;

- температура отработавших газов, полученная расчетным путем.

Таким образом, достоверность результатов расчета рабочего цикла подтверждена.

1.7 Определение основных размеров двигателя, показателей топливной экономичности и КПД

В этом разделе уточняются значения, принятые предварительно в разделе 1.1.

Среднее эффективное давление:



Где; - механический КПД двигателя (для бензиновых двигателей ), принимаем .

Рабочий объем цилиндров (литраж) проектируемого двигателя в литрах:

л

Где; - эффективная мощность двигателя на номинальном режиме ();

ф - коэффициент тактности ().

Рабочий объем одного цилиндра:

л

Диаметр цилиндра:

мм

Принимаем D = 110 мм.

По заданному соотношению S/D определяем ход поршня S и радиус кривошипа R:

мм

Определяем индикаторный КПД двигателя:

Эффективный КПД двигателя:

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

1.8 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 1.1. Рассчитанные параметры должны находиться в указанных пределах.

Результаты теплового расчета двигателя, его размеров и экономичности заносятся в таблицу 1.2.

Таблица 1.1 - Параметры газов

Показатели	Рассчитанные параметры	Пределы изменения
Давление , МПа	1,634	0,9…1,6
Температура , К	786,124	650…750
Давление , МПа	6,329	3,5…6,5
Температура , К	2864,977	2300…2800
Давление , МПа	0,38	0,4…0,60
Температура , К	1548,579	1300…1700
Индикаторный КПД	0,29	0,27…0,35
Эффективный КПД	0,232	0,23…0,30
Среднее эффективное давление , МПа	0,325	0,3…1
Удельный эффективный расход топлива , г/	342,544	280…350

Таблица 1.2 - Результаты теплового расчета двигателя

Давление газов, МПа		0,0792
		1,634
		6,329
		0,38
Температура газов, К		342,794
		786,124
		2864,977
		1548,579
Среднее давление, МПа		0,29
		0,325
КПД		0,8
		0,161
		0,232
Удельный расход топлива, г/		274,035
		342,544
Литраж, л		12,487

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

- удельная литровая мощность:

кВт/л;

- удельная поршневая мощность:

кВт/л,

Где; D - диаметр поршня, ;

- средняя скорость поршня: м/с.

Параметры, полученные путем теплового расчета, сравниваются с их значениями у современных двигателей (таблица 1.3).

Таблица 1.3 - Показатели современных двигателей

Показатели	Рассчитанный параметр	Пределы изменений
Удельная литровая мощность, , кВт/л	8,409	8,0…20,0
Удельная поршневая мощность, , кВт/л	13,811	13,0…18,0
Скорость поршня, , м/с	10,333	8,5…10,5

2. Построение и анализ индикаторной диаграммы

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

На оси абсцисс (лист 1 графической части) откладываем произвольный отрезок, изображающий в каком-либо масштабе объем камеры сгорания , этот отрезок принимают за единицу. Дальше откладываются на оси абсцисс в принятом масштабе объемы:

Выбрав на оси ординат масштаб давлений, откладывают точки:

Через точки проводятся прямые, параллельные оси абсцисс. Точки a и с соединяются политропой сжатия, а точки z и b - политропой расширения. Промежуточные значения (5…6) этих кривых определяются из условия, что каждому значению на оси абсцисс соответствуют следующие значения давлений:

Входящие в эти уравнения отношения объемов определяются по соотношению соответствующих отрезков на оси абсцисс.

Таблица 2.1 - Рассчитанные давления

, мм	, мм	, мм
15	421,82	108,92
30	173,7	41,94
45	103,37	23,99
60	71,53	16,14
75	53,76	11,87
90	42,57	9,23
105	34,95	7,46
120	29,46	6,21
135	25,33	5,28

Рисунок 2.1 - Действительная индикаторная диаграмма

По построенной индикаторной диаграмме определяется среднее теоретическое индикаторное давление:

Где; F - площадь индикаторной диаграммы, ;

l - длина индикаторной диаграммы, l = 135 мм;

м - принятый масштаб давлений (= 0,015 ), определяется по оси ординат.

Полученное значение проверяется аналитическим путем по формуле:

Степень повышения давления при сгорании:

Точность построения индикаторной диаграммы оценивается коэффициентом погрешности:

Коэффициент не должен превышать 3…4%.

Действительное среднее индикаторное давление:

Где; v - коэффициент полноты индикаторной диаграммы ( для бензиновых двигателей, принимаем v = 0,95).

3. Построение скоростных характеристик двигателя

С целью последующего 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 в кВт, номинальная частота вращения в об/мин, удельный в г/ и часовой в кг/ч расходы топлива на номинальном режиме работы двигателя.

Характеристики строятся для двигателя с искровым зажиганием при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой.

Скоростная характеристика двигателя в функции от частоты вращения () = f(n) строится в следующей последовательности.

1. Выбираются масштабы для построения графиков. Масштаб для оси абсцисс графика (масштаб частоты вращения) выбирают ориентируясь на значения .

Номинальная частота вращения двигателя об/мин по заданию, частота об/мин. Частота вращения определим по зависимости:

об/мин.

Промежуточные точки значений мощности карбюраторного двигателя находят из выражения, задаваясь значениями (см. таблицу 3.1):

, кВт;

кВт.

Значения крутящего момента подсчитываем по зависимости:

, ;

.

Удельный эффективный расход топлива карбюраторного двигателя подсчитываем по зависимости:

, г/();

Где; - удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности.

Часовой расход топлива определяется по формуле:

, кг/ч;

Результаты расчета сводятся в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Результаты расчета

№	n, об/мин	кВт		г/()	кг/ч
1	640	17,64	254,634	380,909	6,042
2	1240	49,56	332,784	338,433	16,976
3	1860	74,76	370,306	317,319	25,609
4	2480	93,24	367,201	319,251	31,939
5	3100	105	323,468	342,544	35,967

При построении регуляторной характеристики в функции от эффективной мощности двигателя на график наносятся кривые . Необходимые для их построения данные берутся из предыдущей характеристики (таблица 3.1). Порядок построения аналогичен предыдущему.

Рисунок 3.1 - Скоростная характеристика в функции от числа оборотов коленчатого вала



Рисунок 3.2 - Скоростная характеристика в функции от эффективной мощности

4. Динамика и уравновешивание ДВС

4.1 Динамический расчет КШМ двигателя

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.

Правила знаков для сил и моментов, действующих в КШМ, показаны на рисунке 5.1.

Рисунок 4.1 - Схема сил и правила знаков

4.1.1 Определение сил, действующих на поршень и поршневой палец

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.

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

Сила давления газов определяется по формуле:

, Н,

Где; - текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа;

- диаметр цилиндра, м.

Значение могут быть определены аналитическим путем в соответствии с принятым шагом расчета по углу поворота кривошипа . На тактах сжатия-расширения для различных значений последовательно определяются пути поршня в (м) и текущее значение объема 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.

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= 1,2 кг); m_ш - масса шатуна, кг (m_ш= 1,5 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=85, другую радиусом r₂ = лmRщ² = лr₁=22,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°).



Рисунок 4.1 - Диаграмма сил PjI PjII Pj.

4.1.2 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,

Рисунок 4.2 - Развернутая диаграмма сил, действующих на поршень

Таблица 4.1 - Результаты расчетов

б	в	Pг, Н	,Н	Pj, кН	Pрез,Н	T,Н	Z,Н	Rш,Н
0	0	106,27	-10654	-116,58	-10654	0	-10654	16380
30	7,383	106,27	-8509,6	-92,242	-8424,5	-5157,62	-6750,0	11360
60	12,86	106,27	-3227,6	-34,457	-3130,8	-3068,7	-946,43	5930
90	14,892	106,27	2301,35	23,837	2209,30	2209,30	-587,52	6693
120	12,86	106,27	5503,88	58,293	5365,82	4034,44	-3743,7	10300
150	7,383	106,27	6344,78	68,405	6292,18	2440,01	-5856,8	11840
180	0	106,27	6338,7	68,913	6338,7	0	-6338,7	12070
210	-7,383	106,27	6344,78	68,405	6292,18	-2440,01	-5856,8	11330
240	-12,86	106,27	5503,88	58,293	5365,82	-4034,44	-3743,7	8572
270	-14,89	218,6	2725,93	23,837	2634,36	-2634,36	-700,56	6950
300	-12,86	1235,6	-1624,34	-34,457	-1583,6	1552,20	-478,70	6400
330	-7,383	3562,3,6	-3818,96	-92,242	-3787,3	2318,63	-3034,5	9066
340	-5,043	6009,54	-3661,7	-105,41	-3647,5	1549,97	-3317,4	9179,6
350	-2,558	7285,65	-3137,05	-113,74	-3133,9	682,073	-3062,0	8818,76
360	0	37284,8	26604,45	-116,58	26604,4	0	26604,4	20874,1
370	2,558	33961,2	23565,1	-113,74	23541,6	5123,642	23001,3	18015,0
380	5,043	28196,3	18611,26	-105,41	18539,2	7878,04	16861,6	13637,0
390	7,383	22490,9	14158,08	-92,242	14040,7	8595,922	11249,9	10215,4
420	12,86	10108,1	7130,45	-34,457	6951,6	6813,765	2101,40	7719,88
450	14,892	5371,03	7817,25	23,837	7554,68	7554,679	-2009,0	10815,3
480	12,86	3536,1	9104,65	58,293	8876,27	6673,87	-6193,0	13664,1
510	7,383	2785,82	9128,03	68,405	9052,35	3510,37	-8426,0	14585,1
540	0	-106,27	6206,78	68,913	6206,78	0	-6206,7	11937,1
570	-7,383	-106,27	6211,77	68,405	6160,26	-2388,86	-5734,0	11710,6
600	-12,86	-106,27	5368,57	58,293	5233,91	-3935,26	-3651,7	10173,9
630	-14,89	-106,27	2149,59	23,837	2077,38	-2077,38	-552,44	6617,31
660	-12,86	-106,27	-3346,74	-34,457	-3262,7	3198,09	-986,31	7439,16
690	-7,383	-106,27	-8627,98	-92,242	-8556,4	5238,38	-6855,7	13632,7
720	0	-106,27	-10786,6	-116,58	-10786,	0	-10786	16516,9

Н.

Сила R_ш подсчитываются по формуле:

Н.

Рисунок 4.3- График силы R_ш, действующей на шатунную шейку

4.1.3 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 =34,39 мм- 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 =0,0029•986,2=2,86 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 4.5- График тангенциальной силы T = f(б)

4.2 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:

двигатель дизель внутренний сгорание

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 кг/ч.

В данном курсовом проекте был исследован дизельный двигатель по прототипу ЗИЛ-130. 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. 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.

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

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

4. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей.- М.: Колос, 1992. - 414 с. Скотников, В.А. Основы теории и расчета трактора и автомобиля - М.: Агропромиздат, 1986. -383с.

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

Приложение

РАСЧЕТ ПОРШНЯ

Во время работы двигателя поршень подвергается нагрузкам от переменного давления газов, температура которых изменяется в широких пределах, достигая 2800 К, от действия сил инерции движущегося с переменной скоростью поршня и сил трения. Поршень служит не только для восприятия нагрузки от газов, но и для уплотнения пространства над ним, а также и для отвода тепла. В настоящее время широкое распространение получили поршни, изготовляемые из алюминиевых сплавов методом литья АЛ10В (ГОСТ 2685--75) или ковки АК4 (ГОСТ 4784-49) из-за их сравнительно легкого веса и хорошего отвода тепла. Для тракторных дизелей часто поршни выполняют из серого чугуна СЧ 28--48, СЧ 32--52. Это объясняется тем, что при сравнительно небольших числах оборотов тракторных дизелей (1000--1800 об/мин) значение сил инерции невелико, а экономически применение чугунных поршней может быть оправдано. Стальные поршни в автомобильных двигателях применяют очень редко из-за трудностей их изготовления.

Толщина днища поршня:

мм.

Расстояние до канавки:

мм.

Толщина стенки:

мм.

Длина юбки поршня:

мм.

Расстояние до оси пальца:

мм.

Толщина юбки поршня,

s₂= 2ч5

Выбираем равное 5 мм.

Ширина перемычки, s₃ равна высоте кольца. Расстояние между бобышками :

мм.

Наружный диаметр пальца:

мм.

Высота компрессионного кольца:

а=2ч4

Выбираем а=3мм.

Внутренний диаметр поршня:

мм.

Допускаемые напряжения на изгиб для алюминиевых поршней с неоребренным днищем у_из = 19ч24 МПа (190ч240 кгс/см²), с оребренным днищем у_из = 50ч150 МПа (500ч1500 кгс/см²); для чугунных поршней с неоребренным днищем у_из=40ч50 МПа (400ч500 кгс/см²), с оребренным днищем у_из = = 80ч200 МПа (800ч2000 кгс/см²).Цилиндрическую часть поршня проверяют на сжатие и разрыв в наиболее слабом сечении, расположенном выше бобышек, т.е. в канавке для маслосъемного кольца, имеющей прорези или сверления для отвода масла от кольца во внутреннюю полость поршня

Рисунок 5.1 - Чертёж поршня

Размещено на Allbest.ru