МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

КАЗАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ ИМ. А. Н. ТУПОЛЕВА.

КАФЕДРА АД и С

Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе

«Тепловой расчет ДВС»

по дисциплине «Автомобильные двигатели»

Выполнил: студент гр. 1372

Маркин А.В.

Руководитель:

Березовский А.Б.

Казань 2007

1. Выбор расчетных режимов. 3

2. Топливо. 4

3. Параметры рабочего тела. 4

4. Параметры окружающей среды и остаточные газы. 5

5. Процесс пуска. 5

6. Процесс сжатия. 7

7. Процесс сгорания. 8

8. Процесс расширения. 10

9. Процесс выпуска. 10

10. Индикаторные параметры рабочего цикла. 11

11. Эффективность параметров двигателя. 11

12. Основные параметры цилиндров и двигателей. 12

13. Построение внешней скоростной характеристики (график). 18-19

14. Построение расчетной индикаторной диаграммы (график). 20

15. Скругление расчетной индикаторной диаграммы (график). 20

16. Список используемой литературы. 21

Исходные данные.

1. Мощность двигателя, Ne = 87 кВт;

2. Частота вращения коленчатого вала, nN = 6000 об/мин;

3. Тактность двигателя, ф = 4;

4. Количество цилиндров, i = 4;

5. Степень сжатия, е = 10,3;

6. Тип охлаждения - жидкостное.

Режимы для проведения теплового расчета:

а) режим минимальной частоты вращения nmin = 1000об./мин.

б) режим максимального крутящего момента nM =0,53nN = 3200 об./мин.

в) режим максимальной (номинальной) мощности nN = 6000об./мин.

г) режим максимальной скорости движения автомобиля

nmax = 1.05nN = 6300 об./мин.

Подбор аналогов

Тепловой расчет двигателя

Расчет проводится для заданной частоты вращения коленчатого вала карбюраторного двигателя n = 6000об/мин.

Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия е = 10,3 можно использовать бензин марки АИ-93. ПРЕМИУМ-95 и АИ-98 ЭК

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина

С = 0,855; Н = 0,145; mт = 115 кг/кмоль.

Определим низшую теплоту сгорания топлива

Нu = 33,91С+125,60Н-10,89(O-S)-2,51(9H+W) = 33,91*0,855+125,6*0,145-2,51*9*0,145 = 43,93 МДж/кг = 43930кДж/кг.

Параметры рабочего тела. Теоретическое необходимое количество воздуха для сгорания 1кг. топлива

кмоль возд/кг топл.

возд./кг топл.

Коэффициент избытка воздуха б = 0,96 на основных режимах

(литература 1). На режимах минимальной частоты вращения б = 0,86.

Количество горючей смеси.

кмоль гор.см./кг. топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К = 0,5

кмольСО2/кгтопл.

кмольСО/кгтопл.

кмольН2О/кгтопл.

кмольН2/кгтопл.

кмольN2/кгтопл.

Общее количество продуктов сгорания:

М2 = МСО2 + МСО + МН2О + МН2 + МN2 = C/12 + H/2 + 0,79бL0 = 0,0655 + 0,0057 + 0,0696 + 0,0029 + 0,3923 = 0,5361 кмоль пр.сг/кг топл.

Результаты занесем в таблицу

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без наддува

Рк = Ро = 0,1 МПа и Тк = То = 293 К

Температура остаточных газов.

(рис. 5.1 литература 1 принимаем).

При номинальных режимах карбюраторного двигателя Тr = 1070 К

Давление остаточных газов.

Для карбюраторного двигателя на номинальном скоростном режиме:

PrN = 1,18 Po = 1,18*0,1 = 0,118 МПа.

Процесс пуска.

Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения карбюраторных двигателей на номинальных скоростных режимах принимается Д ТN = 8єС. (1)

Плотность заряда на выпуске.

Сr = Ро *106 / (RBTO) = 0,1*106 / (287*293) = 1,189 кг / м3,

где RB - 287 Дж / (кг.град.) - удельная газовая постоянная для воздуха.(1)

Потери давления на впуске.

При учете качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем для карбюраторного двигателя можно принять в2 + оВП = 2,8 и

щВП = 95 м/с.

в - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра.

оВП - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению.

щВП - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы. (1)

Тогда ДРа на всех скоростных режимах двигателя рассчитывается по формуле:

ДРа = (в2 + овп) А2nn2со10-6/2, где Аn = щвп / nN

Аn = 95 / 6000 = 0,0158

ДРа = 2,8 * 0,01582 * 60002 * 1,189 * 10-6 / 2 = 0,0150

Давление в конце пуска.

В карбюраторном двигателе при nN = 6000 мин-1.

Ра = Ро - ДРа = 0,1 - 0,0150 = 0,085 Мпа.

Коэффициент остаточных газов.

При nN = 6000 мин-1.

цоч = 1 - коэффициент очистки.

цдоз = 1,12 - коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме.

Температура в конце впуска.

Та = (То + ДТ + гr * Tr) / (1 + гr) = (293+8+0,0385*1070) / (1+0,0385) = 329

Коэффициент наполнения.

Результаты вычислений занесем в таблицу.

параметры	Процесс впуска и газообмена

Процесс сжатия.

При е = 10,3 и Та = 329 К, nN = 6000 мин-1 определяем по монограмме средний показатель адиабаты сжатия к1 = 1,3765 и средний показатель политропы сжатия n1 = 1,37. (1)

Давление в колнце сжатия.

При nN = 6000 мин-1

Рс = Раеn = 0,085*10,31,376 = 2,1036 Мпа.

Температура в конце сжатия.

Тс = Таеn-1 = 329*10,31,376-1 = 792 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия.

а) свежей смеси (воздуха)

20,6 + 2,638 * 10-3 * tc , где tc = Тс - 273 єС

20,6 + 2,638 * 10-3 * 519 = 21,969 кДж / (кмоль град).

б) остаточных газов

определяется методом интерполяции по табл. 3.8 при nN = 6000 мин-1 , б = 0,96 и tc = 519 єС.

(m) = 24,014+(24,150 - 24,014)*0,01/0,05 = 24,0412 кДж/(кмоль град).

(m) = 24,44+(24,586 - 24,44)* 0,01/0,05 = 24,469 кДж/(кмоль град).

(m) = 24,041+(24,469 - 24,041)* 19/100 = 24,122 кДж/(кмоль град).

в) рабочей смеси

кДж/(кмоль град).

(m) = кДж/(кмоль град).

Результаты вычислений заносим в таблицу.

параметры	Процесс сжатия

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания:

ДНu = 119950*(1-б)*L0 кДж/кг. = 119950*(1-0,96)*0,516 = 2476 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси:

Нраб.см. = кДж/кмоль раб.см.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

кДж/кмоль град.

Определяется по эмпирическим формулам таб. 3.7 литература 1.

(m)= * кДж/кмоль град.

Коэффициент использования теплоты оz принимаем = 0,88:

Температура в конце видимого процесса сгорания: при n = 6000 мин

оz Нраб.см + (m) tc = м(m)tz:

0,88*79193+22,049*519 = 1,061*(24,657+0,002077) tz,

0,002204+26,165 tz - 81132 = 0, откуда

Tz = tz + 273 = 2825 К;

Максимальное давление сгорания теоретическое:

pz = pc*м* Tz/ Тс = 2,1036*1,061*2825/792 = 7,963 МПа.

Максимальное давление сгорания действительное:

Pzд = 0,85* pz = 0,85*7,963 = 6,7689 МПа.

Степень повышения давления:

л = pz/ pc = 7,963/2,1036 = 3,786.

параметры	Процесс сгорания
ДН, кДж/кг
Нраб.см.кДж/кмоль

Процессы расширения и выпуска.

Средний показатель адиабаты расширения К2 определяется по номограмме рис. 4.8 при заданном е для соответствующих значений б и Tz, а средний показатель политропы расширения n2, оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

е = 10,3; б = 0,96; Tz = 2825 К; К2 = 1,2528; n2 = 1,252.

Давление и температура в конце процесса расширения:

Рв = Pz/ еn2 и Тв = Tz/ еn2-1:

Рв = 7,9635/10,31,252 = 0,4296 МПа, Тв = 2825/10,31,252-1 = 1570 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

Где Д Тr - погрешность расчета - 4,6 % допустимая погрешность.

параметры	Процесс расширения и выпуска.

Индикаторные параметры рабочего цикла.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

Среднее индикаторное давление:

pi = цu* Рj , = 0,96*1,1588 = 1,1124 МПа.

Где цu = 0,96 - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива:

Эффективные показатели двигателя.

Среднее давление механических потерь для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S/D?1.

Pм = 0,034 + 0,0113* Vп.ср МПа.

Для нашего карбюраторного двигателя, предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм., получим значение средней скорости поршня:

Тогда: Pм = 0,034 + 0,0113*15,6 = 0,2103 МПа.

Среднее эффективное давление и механический КПД:

Ре = Рj - Рм = 1,1124 - 0,2103 = 0,9021 МПа.

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

зе = зj * зм = 0,3388 * 0,811 = 0,2748

gе = г/кВт.ч.

параметры	Индикаторные и эффективные параметры двигателя.
gj , г/кВт.ч
gе, г/кВт.ч

Основные параметры двигателя.

Литраж двигателя:

Рабочий объем одного цилиндра:

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 78 мм, то:

Окончательно принимается D = 88 мм, S = 78 мм.

Площадь поршня:

Литраж двигателя:

Мощность двигателя:

Литровая мощность двигателя:

Nл = кВт/л.

Крутящий момент:

Часовой расход топлива:

GT = Nе * gе * 10-3 = 86 * 298* 10-3 = 25,5 кг/ч.

Построение индикаторных диаграмм.

Определяем объем камеры сгорания:

Находим полный объем цилиндра:

Vа = Vc + Vh = 0,05 + 0,4822 = 0,534

Рассчитанные точки:

ВМТ: Pr = 0,118 Mpa; Рс = 2,1036 МПа; Pz = 7,9635 МПа.

НМТ: Ра = 0,085 Mpa; Рв = 0,4296 МПа.

Задаваясь различными углами ц поворота коленчатого вала, определяем положение поршня по формуле:

Задаем л = 0,285

Затем при этих углах ц находим текущий объем над поршневого пространства:

Vх = Vc + хFп.

Определяем давление на линии сжатия и расширения при выбранных углах поворота коленчатого вала:

Результаты расчета приведены в таблице № 1.

Таблица № 1.

Скругление индикаторной диаграммы.

Учитывая быстроходность рассчитываемого двигателя, устанавливаем следующие фазы газораспределения:

Начало (точка r,) - 20є до ВМТ; окончание (точка а,) - 60є после НМТ.

Начало (точка b,) - 60є до НМТ; окончание (точка а,) - 20є после ВМТ.

Угол опережения зажигания принимаем 30є (точка с,), продолжительность периода задержки воспламенения - Дц = 10є , отсюда 30 - 10 = 20є(точка f)

Поло?ение точки с, определяем из выражения:

РС, = (1,15...1,25)рс = 1,2*2,1036 = 2,5243 МПа.

Действительное давление сгорания:

Pzд = 0,85* pz = 0,85*7,9635 = 6,769 МПа.

Нарастание давления от точки с, до точки z составит Др/Дц = 0,417, что означает плавную работу двигателя.

Результаты расчета положения характерных точек приведены в таблице № 2.

Таблица № 2

Обозначение	Положение
	20є после ВМТ
	60є после НМТ
	10є после ВМТ

Список используемой литературы.

1. А.И. Колчин, В.П. Демидов «Расчет автомобильных и тракторных двигателей» М.: Высшая школа, 2002 год.

ФГОУ ВПО «ВЯТСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ» КАФЕДРА ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Л И Х А Н О В В. А., Д Е В Е Т Ь Я Р О В Р. Р. РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ КИРОВ Вятская ГСХА 2008 ФГОУ ВПО «ВЯТСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ» КАФЕДРА ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Л И Х А Н О В В. А., Д Е В Е Т Ь Я Р О В Р. Р. РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Учебное пособие КИРОВ Вятская ГСХА 2008 УДК 631.372 Лиханов В.А., Деветьяров Р.Р. Расчет двигателей внутреннего сгорания: Учебное пособие». - 3-е изд., испр. и доп. – Киров: Вят- ская ГСХА, 2008. – 69 с. Учебное пособие по выполнению курсовой работы по дисцип- лине «Тракторы и автомобили» - часть 1 (Теория, конструкция и расчет автотракторных ДВС) предназначено для студентов инже- нерного факультета обучающихся по специальностям: 110301 «Механизация сельского хозяйства» 110304 «Технология обслуживания и ремонта машин в АПК» всех форм обучения. Пособие разработано академиком Российской Академии транспорта, доктором технических наук, профессором, заведую- щим кафедрой двигателей внутреннего сгорания Лихановым В.А. и доцентом этой же кафедры, кандидатом технических наук Де- ветьяровым Р.Р., рассмотрено и рекомендовано к печати учебно- методической комиссией инженерного факультета Вятской ГСХА. Рецензенты: директор Чебоксарского института (филиала) Мос- ковского государственного открытого университета, профессор кафедры тракторов и автомобилей А.П. Акимов (Чебоксарский институт (филиал) МГОУ); зав. кафедрой тракторов и автомобилей ФГОУ ВПО «Нижегородская ГСХА», профессор Л.А. Жолобов (ФГОУ ВПО «Нижегородская ГСХА). © Вятская государственная сельскохозяйственная академия, 2008 © В.А. Лиханов, Р.Р. Деветьяров, 2008 3 С О Д Е Р Ж А Н И Е Стр. Введение 4 1. Выбор исходных данных 5 2. Тепловой расчет двигателя 8 2.1. Тепловой расчет дизеля 8 2.2. Тепловой расчет карбюраторного двигателя 16 2.3. Тепловой расчет двигателя с распределенным 24 впрыском топлива 2.4. Тепловой баланс двигателя 32 2.5. Построение свернутой индикаторной диаграммы 34 3. Динамический расчет двигателя 37 4. Кинематический расчет двигателя 43 5. Уравновешивание двигателя 45 6. Примеры теплового расчета двигателей 46 6.1. Тепловой расчет дизеля без наддува 46 6.2. Тепловой расчет дизеля с турбонаддувом 52 6.3. Тепловой расчет карбюраторного двигателя 59 6.4. Тепловой расчет двигателя с распределенным 66 впрыском топлива 6.5. Пример расчета теплового баланса дизеля 74 7. Оформление курсовой работы 77 Литература 78 Приложения 79 4 ВВЕДЕНИЕ Учебное пособие «Расчет двигателей внутреннего сгорания» предназначено для студентов инженерного факультета Вятской государственной сельскохозяйственной академии всех форм обу- чения специальностей 110301 - Механизация сельского хозяйства и 110304 - Технология обслуживания и ремонта машин в АПК, изучающих дисциплину «Тракторы и автомобили» (часть 1 «Тео- рия, конструкция и расчет автотракторных ДВС»). В пособии приведены необходимые исходные данные для выполнения первой части курсовой работы по расчету автотрак- торных двигателей, указаны алгоритм и методики расчетов, не- обходимые справочные данные, примеры графической части и примеры тепловых расчетов двигателей. Первый раздел пособия посвящен выбору исходных данных для последующих расчетов. Второй раздел содержит методики тепловых расчетов дизеля и карбюраторного двигателя, а также методику построения индикаторных диаграмм. В третьем разделе приведена методика динамического расчета двигателя. Четвер- тый раздел посвящен кинематическому расчету двигателя. В пя- том разделе рассмотрены вопросы уравновешивания рассматри- ваемых в работе двигателей. В шестом разделе приведены при- меры тепловых расчетов двигателей: тепловой расчет дизеля без наддува, тепловой расчет дизеля с турбонаддувом и тепловой расчет карбюраторного двигателя. В седьмом разделе даны тре- бования по оформлению курсовой работы. В приложениях при- водятся: параметры рассчитываемых двигателей, примеры фор- мирования графической части. 1. ВЫБОР ИСХОДНЫХ ДАННЫХ Выбор исходных данных производите в следующей после- довательности. Пользуясь номером зачетной книжки и табл. 1.1, выберите марку двигателя и значение частоты вращения коленчатого вала и мощности для выполнения дальнейших расчетов следующим образом: - выберите марку двигателя в горизонтальной строке табл. 1.1 согласно последней цифре номера зачетной книжки; - выберите значение частоты вращения коленчатого вала, мощности двигателя и коэффициента избытка воздуха в верти- кальной строке табл. 1.1 согласно предпоследней цифре номера зачетной книжки (по согласованию с преподавателем); - установите тип выбранного Вами двигателя (дизель, кар- бюраторный или с распределенным впрыском топлива); - определите значение давления наддува, в случае, если вы- бранный Вами двигатель – дизель, на котором согласно техниче- ской характеристике завода-изготовителя устанавливается турбо- наддув; - используйте в расчетах стандартное для двигателя значе- ние степени сжатия ε (приложение); - используйте в расчетах стандартные показатели состава и качества топлива; - неуказанные эмпирические значения параметров выбирай- те из предложенного ряда или справочных данных с учетом ско- ростного режима работы двигателя; - необходимые конструктивные соотношения и характери- стики деталей выбирайте из предложенных данных или справоч- ной литературы для Вашего двигателя; - соотношения размеров сборочных единиц выбирайте со- гласно рекомендациям справочной литературы для двигателей подобных типоразмеров. Ряд необходимых параметров автомобильных двигателей приведен в приложении. Во всех спорных вопросах необходимо отдавать предпочте- ние наиболее новым способам решения задач. Таблица 1.1 Двигатели и значения частоты вращения коленчатого вала Значение частоты вращения, мин-1, и номинальной мощности, кВт, для двигателя Предпоследняя цифра Последняя цифра № зачетной книжки № зачетной книжки 0 1 2 3 4 ЗМЗ-4025.10 ЗИЛ-508.10 ЗМЗ-5234 ЗИЛ-645 Д-245 n, N е, n, N е, n, N е, рк, n, N е, n, N е, мин-1 кВт α мин-1 кВт α мин-1 кВт α мин-1 кВт α мин-1 кВт α МПа 0 3600 58 0,86 1900 109 1,22 1750 64 1,50 0,152 2300 79 0,86 2300 93 0,86 1 3700 61 0,87 2000 113 1,24 1800 66 1,55 0,154 2400 83 0,87 2400 97 0,87 2 3800 64 0,88 2100 117 1,26 1850 68 1,60 0,156 2500 86 0,88 2500 100 0,88 3 3900 66 0,89 2200 121 1,28 1900 70 1,65 0,158 2600 89 0,89 2600 103 0,89 4 4000 68 0,90 2300 125 1,30 1950 71 1,70 0,160 2700 90 0,90 2700 104 0,90 5 4100 69 0,91 2400 128 1,32 2000 72 1,75 0,162 2800 91 0,91 2800 105 0,91 6 4200 71 0,92 2500 131 1,34 2050 73 1,80 0,164 2900 93 0,92 2900 107 0,92 7 4300 72 0,93 2600 133 1,36 2100 74 1,85 0,166 3000 94 0,93 3000 108 0,93 8 4400 73 0,94 2700 135 1,38 2150 76 1,90 0,168 3100 95 0,94 3100 109 0,94 9 4500 74 0,95 2800 136 1,40 2200 77 1,95 0,170 3200 96 0,95 3200 110 0,95 Продолжение табл. 1.1 Значение частоты вращения, мин-1, и номинальной мощности, кВт, для двигателя Последняя цифра № зачетной книжки Предпоследняя цифра № зачетной книжки 5 6 7 8 9 КамАЗ-740.11 КамАЗ-740.10 ЗМЗ-4062.10 ЯМЗ-238ДЕ ВАЗ-2112 n, N е, n, N е, n, N е, рк, n, N е, рк, n, N е, мин-1 кВт α мин-1 кВт α мин-1 кВт α мин-1 кВт α мин-1 кВт α МПа МПа 0 3000 63 0,96 2900 30 0,96 1350 118 1,50 0,152 1550 200 1,50 0,152 1700 115 1,22 1 3250 69 0,97 3200 36 0,97 1400 126 1,55 0,154 1600 211 1,55 0,154 1800 122 1,24 2 3500 75 0,98 3500 42 0,98 1500 134 1,60 0,156 1650 220 1,60 0,156 1900 127 1,26 3 3750 81 0,98 3800 48 0,98 1600 142 1,65 0,158 1700 227 1,65 0,158 2000 132 1,28 4 4000 86 0,99 4100 53 0,99 1700 149 1,70 0,160 1750 231 1,70 0,160 2100 138 1,30 5 4250 94 0,99 4400 56 0,99 1800 156 1,75 0,162 1800 234 1,75 0,162 2200 142 1,32 6 4500 97 1,00 4700 59 1,00 1900 162 1,80 0,164 1850 237 1,80 0,164 2300 147 1,34 7 4750 103 1,00 5000 62 1,00 2000 167 1,85 0,166 1900 239 1,85 0,166 2400 150 1,36 8 5000 107 0,99 5300 65 0,99 2100 172 1,90 0,168 1950 241 1,90 0,168 2500 152 1,38 9 5200 110 0,98 5600 68 0,98 2200 176 1,95 0,170 2000 243 1,95 0,170 2600 154 1,40 8 2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 2.1. Тепловой расчет дизеля Исходные данные: - тип двигателя (тактность, количество и расположение ци- линдров); - наличие турбонаддува и давление наддувного воздуха рк, МПа; - частота вращения коленчатого вала n, мин-1; - степень сжатия ε ; - эффективная мощность (берется по стандартной скорост- ной характеристике двигателя для заданной частоты вращения или из задания) N e , кВт; - коэффициент избытка воздуха α ; - вид топлива - дизельное топливо «Л» ГОСТ 305-82, сред- ний элементарный состав: С = 85,7%, Н = 13,3%, О = 1%. Топливо. Определяем низшую теплоту сгорания топлива Qн = 33,91 ⋅ С + 125,60 ⋅ Н − 10,89 ⋅ (O − S) − 2,51 ⋅ (9 ⋅ Н + W) , кДж/кг. Параметры рабочего тела. Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива 1 ⎛8 ⎞ l lо = ⋅ ⎜ С + 8 Н − О ⎟ , кг, или Lо = о, кмоль, 0,23 ⎝ 3 ⎠ µВ µ В = 28,96 - для воздуха. Определяем количество свежего заряда М 1 = α ⋅ Lо, кмоль. Определяем общее количество продуктов сгорания Н О М 2 = α ⋅ Lо + + , кмоль. 4 32 Параметры окружающей среды и остаточные газы. Принимаем атмосферные условия: ро = 0,1 МПа, Т о = 283...293 К. 9 Давление надувочного воздуха принимаем в соответствии с заданием рк, МПа. Принимаем показатель политропы сжатия в компрессоре nк = 1,5...1,7. Определяем температуру воздуха за компрессором (nк −1) ⎛рк ⎞ n к Тк = То ⋅ ⎜ ⎟ ⎜р ⎟ К., ⎝ о⎠ Определяем давление и температуру остаточных газов pr = (0,75...0,95) ⋅ pк или pr = (1,05...1,25) ⋅ pо, МПа. Принимаем Т r = 700...900 К. Процесс впуска. Принимаем температуру подогрева свежего заряда ∆t = 0…40°. Определяем плотность заряда на впуске pк ⋅106 ρк = , кг/м3, Rв ⋅ Т к где Rв = 287 Дж/кг⋅град - удельная газовая постоянная для воздуха. В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэф- () фициент β 2 + ξвп = 2,5...4,0 , а скорость движения заряда ωвп = 50...130 м/с. Определяем потери давления на впуске в двигатель ∆р а = ()(β 2 + ξвп ⋅ ωвп ⋅ ρ к ⋅ 10− 6 2), МПа. 2 Определяем давление в конце впуска р а = р к − ∆р а, МПа. Определяем коэффициент остаточных газов T + ∆t рr γr = к ⋅ . Tr ε ⋅ ра − рr

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ СОСТОЯНИЯ РАБОЧЕГО ТЕЛА В ХАРАКТЕРНЫХ ТОЧКАХ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

2.1 ПРОЦЕСС ВПУСКА

2.2 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ

2.3 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ

2.4 ПРОЦЕС РАСШИРЕНИЯ

3. ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ЦИЛИНДРА И ХОДА ПОРШНЯ

5. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ВВЕДЕНИЕ

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.

В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей.

Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства, обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов. Успешное применение двигателей внутреннего сгорания, разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания.

Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей, знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла, мощность и экономичность, а также давление газов, действующих в надпоршневом пространстве цилиндра, в зависимости от угла поворота коленчатого вала. По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня) и проверить на прочность его основные детали.

1. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ

ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет, определить параметры состояния рабочего тела, соответствующие характерным точкам цикла, индикаторные и эффективные показатели двигателя, диаметр цилиндра и ход поршня, построить индикаторную диаграмму. Тепловой расчет для карбюраторного двигателя произвести для режима максимальной мощность.

При проведении теплового расчётадля карбюраторного двигателя выбираем следующие параметры:

Давление окружающей среды р о = 0,1 МПа

Температура окружающей среды То = 293 К

Давление остаточных газов р r = 0,114 МПа

Температура остаточных газов Тr = 1050 К

Подогрев свежего заряда ∆Т = 20۫С

Коэффициент наполнения ηv = 0,8

Коэффициент избытка воздуха α = 0,96

В соответствии с заданной степенью сжатия ε = 8,5 можно использовать бензин АИ 93

Молекулярная масса топлива: С = 0,855; Н = 0,145; mt = 115 кг/моль

Низшая теплота сгорания: Нu= 33,891*C+125,6*H-2,51*9*H= 44 МДж/кг

Средний показатель политропны сжатия n1 = 1,37

Средний показатель политропны расширения n2 = 1,24

Коэффициент использования тепла ξ = 0,9

тепловой карбюраторный двигатель индикаторный

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ СОСТОЯНИЯ РАБОЧЕГО ТЕЛА В ХАРАКТЕРНЫХ ТОЧКАХ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

2.1 ПРОЦЕСС ВПУСКА

Давление в конце впуска

, где - потери давления в следствие сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре. где

β - коэффициент затухания скорости движения заряда;

- коэффициент сопротивления впускной системы; – средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы; - плотность заряда на впуске; ;

Коэффициент остаточных газов

Температура в конце впуска

2.2 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

2.3 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ

Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива. Наименьшее количество кислорода Оо, которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления.

кмоль воз/кг топл кг возд/кг топл , где

С, Н, О – массовые доли углерода, водорода и кислорода в элементарном составе топлива;

0,21 – объёмное содержание кислорода в 1 кг воздуха;

0,23 – массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха;

Действительное количество молей свежего заряда:

где - действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1кг воздуха. - молекулярная масса паров автомобильных бензинов.

Количество молей продуктов сгорания,

,

Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

, где - коэффициент молекулярного изменения горючей смеси.

Температура в конце видимого сгорания:

Температура конца видимого сгорания Тz для карбюраторного двигателя α<1 определяется из уравнения сгорания:

, где

ξ – коэффициент использования тепла;

– теплопроводность топлива; - неполнота сгорания топлива; и - средние мольные теплоёмкости при постоянном объёме рабочей смеси и продуктов сгорания, значения средних мольных теплоемкостей приближенно определяем по формулам;

Определяем температуру в конце сгорания по уравнению сгорания.

Введение

1. Выбор и обоснование типа транспортного средства

2. Тепловой расчет

3. Построение свернутой индикаторной диаграммы

4. Кинематический и динамический анализ

5. Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя

6. Расчёт элементов системы охлаждения

7. Описание конструкции детали и системы

Заключение

Список используемой литературы

Введение

Цели и задачи:

Целью данного курсового проекта является улучшение эксплуатационных и технических показателей вследствие применения более современных конструкционных материалов и улучшения тепловых процессов двигателя, а также повышение надёжности его работы, снижение токсичности отработанных газов и улучшение вибрационно-акустических качеств за счёт повышения уравновешенности масс кривошипно-шатунного механизма. В задачи проекта входит расчёт и определение параметров и показателей рабочего цикла, основных размеров, кинематический и динамический анализ, оценка прочности деталей, расчёт и компоновка систем, обслуживающих двигатель.

В курсовом проекте в качестве прототипа используется автомобиль ВАЗ-2106 легковой, с закрытым четырёхдверным кузовом, с передним расположением двигателя и задними ведущими колёсами, предназначен для перевозки пяти человек и багажа не более 50 кг. Автомобиль рассчитан для эксплуатации при температуре окружающей среды от минус 40 0 С до плюс 45 0 С.

На автомобиль устанавливается 4-цилиндровый карбюраторный двигатель с рядным вертикальным расположением цилиндров и верхним расположением распределительного вала рабочим объёмом 1,6 литра. Двигатель приводит в движение автомобиль и его оборудование. В таблице приведены основные показатели и параметры двигателя в сравнении с лучшими отечественными и мировыми аналогами.

Таблица 1.

Показатели двигателей
Расположение, число цилиндров
Число клапанов
Рабочий объём, см 3
Мощность, кВт/л∙с, при об/мин
Крутящий момент, Н∙м, при об/мин
Расход топлива, л/100 км, смешанный цикл
Степень сжатия

Таким образом двигатель ВАЗ 2106 значительно отстаёт от аналогов и на мой взгляд требует значительной модернизации конструкции с целью дальнейшего повышения производительности, эффективных показателей, а также уменьшения выбросов вредных веществ в окружающую среду.

1 . Выбор и обоснование типа транспортного средства

Тип транспортного средства – автомобиль ВАЗ-2106 легковой с закрытым четырёхдверным кузовом.

Масса – 1380 кг.

Скорость – 150 км/ч.

Грузоподъёмность (пассажировместимость) – 400 кг. (5чел.).

Область эксплуатации – Дороги с твёрдым покрытием.

Характеристики установленного двигателя:

Марка (модель) – ВАЗ 2106

Мощность:

максимально допустимая – 58,8 кВт.

номинальная – 55,5 кВт.

эксплуатационная – 48 кВт.

Крутящий момент:

максимальный – 116 Н∙м

Частота вращения коленчатого вала:

максимальная – 6000 об/мин.

минимально-устойчивая – 900 об/мин.

Расход топлива и масла:

удельный - 3085 г/кВт∙ч

на 100 км пробега -8,5 л/100 км

Габаритные размеры - 583×541×651

Ресурс – 150000 км.

Определяем эксплуатационную мощность двигателя из условия обеспечения максимальной скорости движения.

=43 м/с – максимальная скорость автомобиля

т а = 1445 кг - масса автомобиля

- коэффициент суммарного сопротивления дороги. Принимаю

К В =0,2 - коэффициент обтекаемости, Н с 2 /м 4

F = 1,7 - лобовая площадь, м 2

- коэффициент учета силы инерции приведенных вращающихся масс

1,04+0,04 i k , где i k =1 - передаточное число коробки передач

1,04+0,04*1=1,08

j a =0,2 - ускорение автомобиля м/с 2

0,85 - КПД трансмиссии.

Определяем эффективную мощность:

кВт.

2 . Тепловой расчёт и тепловой баланс карбюраторного двигателя

Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для легкового автомобиля. Эффективная мощность двигателя N е = 56 кВт при частоте вращения коленчатого вала п = 5400 об/мин. Двигатель четырехцилиндровый, i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε = 8,5.

При проведении теплового расчета для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3-4 основных режима. Для карбюраторных двигателей такими режимами являются:

режим минимальной частоты вращения n min =900 об/мин, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

режим максимального крутящего момента при n М = 3000 об/мин;

режим максимальной (номинальной) мощности при n N = 5400 об/мин;

режим максимальной скорости движения автомобиля при n max = 6000 об/мин;

Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия ε = 8,5 можно использовать бензин марки АИ-93.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива

С =0,855; Н =0,145 и m т = 115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива

Параметры рабочего тела. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

кмоль возд/кг топл.;

=
кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха . Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при α ≈ 0,95 - 0,98, позволяет принять α = 0,96 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения α = 0,86.

Количество горючей смеси М 1 = αL 0 + l/m т; (1)

при п = 900 об/мин М 1 = 0,86 · 0,516+1/115 = 0,4525 кмоль гор. см/кг топл;

при п = 3000, 5400 и 6000 об/мин M 1 = 0,96 · 0,516+1/115= 0,5041 кмоль гор. см/кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах:

при п = 900 об/мин

Кмоль СО 2 /кг топл;

Кмоль СО/кг топл;

Кмоль Н 2 О/кг топл;

Кмоль Н 2 /кг топл;

Кмоль N 2 /кг топл;

при п = 3000, 5400 и 6000 об/мин

Кмоль СО 2 /кг топл;

Кмоль СО/кг топл;

Кмоль Н 2 О/кг топл;

Кмоль Н 2 /кг топл;

Кмоль N 2 /кг топл;

Общее количество продуктов сгорания

при п = 900 об/мин

М 2 =0,0512+0,02+0,0625+0,01+0,3515=0,4952 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка: М 2 = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 ∙ 0,86 ∙ 0,516 = 0,4952 кмоль пр. сг/кг топл;

при п = 3000, 5400 и 6000 об/мин

М 2 = 0,0655 + 0,0057+0,0696 + 0,0029 + 0,3923 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка: М 2 = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 ∙ 0,96 ∙ 0,516 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.

Параметры окружающей среды и остаточные газы. Давление и температура окруж. среды при работе двигателей без наддува р k =р 0 =0,1 МПа и Т k =Т 0 =293 К.

Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия ε = 8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при α = const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая, что при п = 900 об/мин α = 0,86, а на остальных режимах α = 0,96, принимается:

Т r

Давление остаточных газов р r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на. номинальном скоростном режиме

p rN = 1,18р 0 = 1,18 · 0,1 =0,118 МПа.

A р = (p rN – p 0 ·1.035) 10 8 /(
) = (0,118-0,1·1,035) 10 8 /(5400 2 0,1) = 0,4973;

Р r = р 0 (1,035 + A р · 10 -8 n 2) = 0,1 (1,035+ 0,4973 · 10 -8 n 2) = 0,1035 + 0,4973·10 -9 n 2 . (3)

Отсюда получим:

p r

Процесс впуска. Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ∆Т N =8°С. Тогда

Плотность заряда на впуске

где R B = 287 Дж/кг · град - удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом двигателя (n = 5400 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять β 2 + ξ вп = 2,8 и ω вп = 95 м/с. Тогда

А n = ω вп /n N = 95/5400= 0,01759;

Отсюда получим:

при n = 900 об/мин ∆p α = 2,8 0.01759 2 900 2 1,189 ×10 -6 /2 = 0,0004 МПа;

при n = 3000 об/мин ∆p α = 2,8 0.01759 2 3000 2 1,189 ×10 -6 /2 = 0,004635 МПа;

при n = 5400 об/мин ∆p α = 2,8 0.01759 2 5400 2 1,189 ×10 -6 /2 = 0,015 МПа;

при n = 6000 об/мин ∆p α = 2,8 0.01759 2 6000 2 1,189 ×10 -6 /2 = 0,0185 МПа.

Давление в конце впуска

р α = p 0 - ∆p α , (6)

р α

Коэффициент остаточных газов. При определении γ r для двигателя без наддува принимается коэффициент очистки φ оч = 1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме φ доз = 1,10, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60°. При этом на минимальном скоростном режиме (п = 900 об/мин) возможен обратный выброс в пределах 5%, т. е. φ доз = 0,95. На остальных режимах значения φ доз можно получить, приняв линейную зависимость φ доз от скоростного режима. Тогда

. (7)

При n = 900 об/мин ;

при n = 3000 об/мин ;

при n = 5400 об/мин ;

при n = 6000 об/мин ;

Температура в конце впуска:

При n = 900 об/мин К;

при n = 3000 об/мин К;

при n = 5400 об/мин К;

при n = 6000 об/мин К;

Коэффициент наполнения:

. (9)

При n = 900 об/мин

при n = 3000 об/мин

при n = 5400 об/мин

при n = 6000 об/мин

Процесс сжатия. Средний показатель адиабаты сжатия k 1 при ε =8,5 и рассчитанных значениях Т а определяется по графику, а средний показатель политропы сжатия n 1 принимается несколько меньше k 1 . При выборе n 1 учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n 1 уменьшается по сравнению с k 1 более значительно:

k 1
T α
n 1

Давление в конце сжатия

(10)

При n = 900 об/мин МПа;

при n = 3000 об/мин МПа;

при n = 5400 об/мин МПа;

при n = 6000 об/мин МПа.

Температура в конце сжатия

(11)

При n = 900 об/мин К;

при n = 3000 об/мин К;

при n = 5400 об/мин К;

при n = 6000 об/мин К;

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):

где

t c
					кДж/(кмоль · град);

б) остаточных газов

- определяется методом экстраполяции;

при n = 900 об/мин, α = 0,86 и t c =477 °С

кДж/(кмоль град);

при n = 3000 об/мин, α = 0,96 и t c =480 °С

КДж/(кмоль град);

при n = 5400 об/мин, α = 0,96 и t c =480 °С

КДж/(кмоль град);

при n = 6000 об/мин, α = 0,96 и t c =483,47 °С

КДж/(кмоль град);

в) рабочей смеси

при n = 900 об/мин

КДж/(кмоль град);

при n = 3000 об/мин

КДж/(кмоль град);

при n = 5400 об/мин

КДж/(кмоль град);

при n = 6000 об/мин

КДж/(кмоль град);

Процесс сгорания. Коэффициент молекулярного изменения горючей
и рабочей смеси
(14)

При n = 900 об/мин μ 0 =0,4952/0,4525=1,0944; μ=(1,0944+0,05136)/(1+0,05136)=1,08979;

при n = 3000 об/мин μ 0 =0,5360/0,5041=1,0633; μ=(1,0633+0,04567)/(1+0,04567)=1,06053;

при n = 5400 об/мин μ 0 =0,5360/0,5041=1,0633; μ=(1,0633+0,04902)/(1+0,04902)=1,06034;

при n = 6000 об/мин μ 0 =0,5360/0,5041=1,0633; μ=(1,0633+0,051855)/(1+0,051855)=1,0602.

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

∆Н u = 119950(1- α)L 0 . (15)

При n = 900 об/мин ∆Н u = 119950·(1- 0,86)·0,516=8665 кДж/кг;

при n = 3000, 5400 и 6000 об/мин ∆Н u = 119950·(1- 0,6)·0,516=2476 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси

Н раб.см = (Н u - ∆H u)/[М 1 (1 + γ r)]. (16)

При n = 900 об/мин Нраб.см = (43930 - 8665)/=74126 кДж/кмоль раб. см;

при n = 3000 об/мин Нраб.см = (43930 - 2476)/=78642 кДж/кмоль раб. см;

при n = 5400 об/мин Нраб.см = (43930 - 2476)/=78391 кДж/кмоль раб. см;

при n = 6000 об/мин Нраб.см = (43930 - 2476)/=78180 кДж/кмоль раб. см;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

При n = 900 об/мин
= (1/0,4952) =

24,298 + 0,002033t z кДж/(кмоль∙град);

при n = 3000, 5400 и 6000 об/мин
=(1/0,536) = 24,656 + 0,002077t z кДж/(кмоль∙град).

Величина коэффициента использования теплоты ξ z при п = 5600 и 6000 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается, а при т = 900 об/мин ξ z интенсивно уменьшается в связи с увеличением потерь тепла через стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. Поэтому при изменении скоростного режима ξ z ориентировочно принимается в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей:

ξ z

Температура в конце видимого процесса сгорания

При n = 900 об/мин 0,82 ∙ 74126 + 21,9374 ∙ 477 = 1,08979 ∙ (24,298 + 0,002033t z)t z , или

T z =t z +273=2325,910974+273=2598,91 K;

при n = 3000 об/мин 0,92 ∙ 78642 + 21,958 ∙ 480 = 1,06053 ∙ (24,656 + 0,002077t z)t z , или , откуда

T z =t z +273=2600+273=2873 K;

при n = 5400 об/мин 0,91 ∙ 78390 + 21,9627 ∙ 480 = 1,0603 ∙ (24,656 + 0,002077t z)t z , или

T z =t z +273=2574+273=2847 K;

при n = 6000 об/мин 0,89 ∙ 78179 + 21,978 ∙ 483 = 1,0602 ∙ (24,656 + 0,002077t z)t z , или

T z =t z +273=2529+273=2802 K.

Максимальное давление сгорания теоретическое

р z = p c μT z /T c . (19)

При n = 900 об/мин р z = 1,868802·1,08979·2599/750=7,057 МПа;

при n = 3000 об/мин р z = 1,812369·1,06053·2873/753=7,333 МПа;

при n = 5400 об/мин р z = 1,6189·1,06034·2847/752=6,4988 МПа;

при n = 6000 об/мин р z = 1,5542·1,0602·2802/756=6,10706 МПа;

Максимальное давление сгорания действительное

р z д = 0,85/ р z ;

Процессы расширения и выпуска. Средний показатель адиабаты расширения k 2 определяется по номограмме при заданном ε =8,5 для соответствующих значений α и Т z , а средний показатель политропы расширения n 2 оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

T z
k 2
n 2

Давление и температура в конце процесса расширения

(21) и
(22)

При n = 900 об/мин р b = 7,05749/8,5 1,26 = 0,4759 МПа и Т b = 2599/8,5 1,26 -1 = 1490 К;

при n = 3000 об/мин р b = 7,333/8,5 1,251 = 0,5042 МПа и Т b = 2873/8,5 1,251 -1 = 1679 К;

при n = 5400 об/мин р b = 6,4988/8,5 1,251 = 0,4468 МПа и Т b = 2847/8,5 1,251 -1 = 1664,8 К;

при n = 6000 об/мин р b = 6,107/8,5 1,252 = 0,419 МПа и Т b = 2802/8,5 1,252 -1 = 1634 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

. (23)

При n = 900 об/мин

; ;

при n = 3000 об/мин

; ;

при n = 5400 об/мин

; ;

при n = 6000 об/мин

; , где ∆ - погрешность расчета. На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%.

Индикаторные параметры рабочего цикла. Теоретическое среднее индикаторное давление

При n = 900 об/мин

при n = 3000 об/мин

при n = 5400 об/мин

при n = 6000 об/мин

Среднее индикаторное давление:

МПа (25)

где коэффициент полноты диаграммы принят φ и = 0,96;

p i

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива

(26) и
(27)

При n = 900 об/мин ; г/(кВт·ч);

при n = 3000 об/мин ; г/(кВт·ч);

при n = 5400 об/мин ; г/(кВт·ч);

при n = 6000 об/мин ; г/(кВт·ч).

Эффективные показатели двигателя . Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров до шести и отношением S/D≥1

Предварительно приняв ход поршня S равным 80 мм, получим υ п.ср. = Sn/3 · 10 4 = 80 n/3 ·10 4 = =0,002667n м/с, тогда р м = 0,049 + 0,0152 0,002667n МПа, а на различных скоростных режимах:

υ п.ср
р м

Среднее эффективное давление и механический КПД

(29) и
; (30)

p i
p e
η м

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

(31) и; (32)

η i
η e
g e

Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя:

V л = 30τN e /(p e n) = 30 · 4 · 56/(0,8052 · 5400) = 1,545л.

Рабочий объем одного цилиндра:

V h = V л /i = 1,545/4 = 0,38625 л.

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 80 мм, то

Окончательно принимается D == 79мм и S = 80 мм.

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:

Мм 2 =48,99 см 2 ;

; (33)
; (34)
, (35)

p e
N e
M e
G T

Литровая мощность двигателя

ВЫВОД : основные данные полученные в тепловом расчёте при сравнение с характеристиками прототипа (см. таб.) позволяют сделать вывод о том что для дальнейших расчётов мы можем принять этот двигатель так как расхождение не превышает 10%.

				g e , г/кВт∙ч
Рассчитанное
Прототипа
Погрешность

4. Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при N e = 56кВт и n = 5400 об/мин.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня М s = 1 мм в мм; масштаб давлений М р = 0,05 МПа в мм.

Приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

мм;
мм

Максимальная высота диаграммы (точка z)

мм

Ординаты характерных точек:

мм;
мм;

мм;
мм;

мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия
(36). Отсюда

мм,

			Политропа сжатия			Политропа расширения
				, мм	, МПа
					1,62 (точка с)			6,62 (точка z)
					0,085 (точка а)		9,1 (точка b)

б) политропа расширения
(37).Отсюда

мм

Результаты расчета точек политроп приведены в табл.

Теоретическое среднее индикаторное давление

где
мм 2 - площадь диаграммы aczba. Это близко к рассчитанному.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r", а", а", с", f и b" по формуле для перемещения поршня:

, (38)

где λ - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины λ производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается λ = 0,285.

Расчеты координат точек r", а", а", с", f и b" сведены в табл.

Обозначение точек	Положение			Расстояние точек от в.м.т. (AX), мм
	до в.м.т.
	после в.м.т.
	после в.м.т.
	до в.м.т.
	до в.м.т.
	до в.м.т.

Положение точки
определяется по формуле:

мм.

Действительное давление сгорания

мм.

Соединяя плавными кривыми точки r с а", с" с с" и далее с z д и кривой расширения, b" с b" (точка b" располагается обычно между точками b и а) и линией выпуска b"r"r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra"ac"fc" z д b"b"r.

Построение внешних скоростных характеристик бензинового двигателя

На основании тепловых расчетов проведенных для четырех скоростных режимов работы бензиновых двигателей, получены и сведены в таблицу необходимые величины параметров для построения внешних скоростных характеристик.

Частота вращения коленчатого вала,	Параметры внешней скоростной характеристики

Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q 0 = H u G т /3,6 = 43930G т /3,6= 12203 G т; (39)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q в = ciD l +2 m n m (H u - ∆Н u)/(αН u), (41)

где с - 0,45 - 0,53 - коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчете принято с = 0,5; i - число цилиндров; D - диаметр цилиндра, см; n - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; m = 0,6 - 0,7 - показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при n= 900 об/мин m = 0,6, а на всех остальных скоростных режимах - m = 0,65.

При n = 900 об/мин Q в = 0,5·4·7,9 l +2·0,6 ·900 0,6 (43930 - 8665)/(0,86·43930)=10433 Дж/с;

при n = 3000 об/мин Q в = 0,5·4·7,9 l +2·0,65 ·3000 0,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=41517 Дж/с;

при n = 5400 об/мин Q в = 0,5·4·7,9 l +2·0,65 ·5400 0,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=60836 Дж/с;

при n = 6000 об/мин Q в = 0,5·4·7,9 l +2·0,65 ·6000 0,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=65149 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработанными газами:

При n= 900 об/мин Q r = (3,44/3,6) ·{0,4952· · 612 -0,4525 · × ×20} = 9164 Дж/с,

где = 24,197 кДж/(кмоль· град) - теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 7 методом интерполяции при α = 0,86 и t r = Т r - 273 = 885 - 273 = 612° С);
=20,775 кДж/(кмоль · град) - теплоемкость свежего заряда определена по табл. 5 для воздуха методом интерполяции при t 0 = Т 0 - 273 = 293 - 273=20 °С.

При n= 3000 об/мин Q r = (10,873/3,6) ·{0,536· · 735 -0,5041 · × ×20} = 38556 Дж/с,

где = 25,043 кДж/(кмоль · град) - теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 7 методом интерполяции при α = 0,96 и t r = Т r - 273 = 1010 - 273 = 735° С);

при n= 5400 об/мин Q r = (18,488/3,6) ·{0,536· · 897 -0,5041 · × 20} = 72240Дж/с,

при n= 6000 об/мин Q r = (19,755/3,6) ·{0,536· · 799 -0,5041 · × 20} = 77389 Дж/с,

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q н.c = ∆Н u G т /3,6. (43)

При n = 900 об/мин Q н.c = 8665 3,44/3,6 = 8280 Дж/с;

при n =3000 об/мин Q н.c =2476 10,803/3,6 =7430 Дж/с;

при n =5400 об/мин Q н.c =2476 18,488/3,6 =12716 Дж/с;

при n =6000 об/мин Q н.c =2476 19,755/3,6 =13587 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты

Q ocт =Q 0 -(Q e +Q в +Q r + Q н.c). (44)

При n = 900 об/мин Q ост = 41978 -(12287+10433+9163+8279) = 1816 Дж/с;

при n = 3000 об/мин Q ост = 131829 - (40920 + 41517 + 38556 + 7430) = 3406 Дж/с;

при n =5400 об/мин Q ост = 225609-(56887 + 60836+ 72240 + 12715) = 22931 Дж/с;

при n =6000 об/мин Q ост = 241070 - (55650 + 65148 + 77389 + 13587) = 29296 Дж/с.

5. Расчёт кинематики и динамики двигателя

Выбор λ и длины L ш шатуна. В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно было принято в тепловом расчете λ = 0,285. При этих условиях
мм.

Устанавливаем, что ранее принятые значения L ш и λ обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин L ш и λ не требуется. Сравнивая L ш рассчитанную и L ш прототипа делаем вывод что мы можем принять λ=0,285 так как погрешность не превышает 10%, ∆L ш =0,2.

Перемещение поршня

Расчет s x производится аналитически через каждые 10° угла поворота коленчатого вала. Значения для
при различных φ взяты из таблицы как средние

между значениями при λ=0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчетной таблицы (для сокращения объема значения в таблице даны через 30°).

Угловая скорость вращения коленчатого вала

рад/с.

Скорость поршня

м/с (46)

Значения для взяты аз таблицы и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения v п - в гр. 5 таблицы.

Ускорение поршня

Значения для взяты из таблицы и занесены в графу 6, а рассчитанные значения - в гр. 7 таблицы.

						м/с 2

По данным таблицы построены графики в масштабе мм в мм, - в масштабе
м/с в мм, - в масштабе
м/с 2 в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала в мм.

При

, а на кривой - это точка перегиба.

Силы давления газов. Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса

мм,

где М s - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил
МПа в мм; полных сил МН в мм, или M p =245 Н в мм, угла поворота кривошипа M φ =3°в мм, или

рад в мм,

где OB- длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развернутой диаграмме через каждые 10° угла поворота кривошипа определяют значения ∆p г и заносят в гр. 2 сводной таблицы динамического расчета (в таблице значения даны через 30° и точка при φ=370°).

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма. С учетом диаметра цилиндра, отношения
, рядного расположения цилиндров и достаточно высокого значения р z устанавливаются:

масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято =80 кг/м 2)

масса шатуна (для стального кованого шатуна принято
кг/м 2)

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято кг/м 2)

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

Массы, совершающие вращательное движение:

Удельные и полные силы инерции. Из таблицы переносят значения j в гр. 3 таблицы и определяют значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр. 4):

Центробежная сила инерции вращающихся масс.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

Удельные суммарные силы. Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр. 5):

Удельная нормальная сила (МПа)
. Значения tgβ определяют для λ=0,285 по таблице и заносят в гр. 6, а значения p N - в гр. 7.

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна (гр. 9):

. (49)

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа (гр. 11):

. (50)

Удельная (гр.13) и полная (гр.14) тангенциальные силы (МПа и кН):

(51) и . (52)

По данным таблицы строят графики изменения удельных сил p j , p, p s , p N , p K и р T в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала φ.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

по данным теплового расчета

Крутящие моменты. Крутящий момент одного цилиндра

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

уммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом через каждые 10° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М кр в масштабе М М = 10 Н·м в мм.

Средний крутящий момент двигателя:

По данным теплового расчета

Н·м;

Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис. 10.2, д)

M кp.ma x =500 Н·м; М кр. min = -212 Н·м.

Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя:

	Цилиндры

6. Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D =79 мм, ход поршня S=80, действительное максимальное давление сгорания Р д =6,233 МПа при n м =3000 об/мин, площадь поршня F п = 48,99 см 2 , наибольшую нормальную силу N max = 0,0044 МН при φ=370°, массу поршневой группы m n = 0,3916 кг, частоту вращения n x.x max =6000 мин-1 и λ=0,285.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, принимаем толщину днища поршня δ=7,5 мм, высоту поршня Н= 88 мм; высоту юбки поршня h ю =58 мм, радиальную толщину кольца t=3,5 мм, радиальный зазор кольца в канавке поршня ∆t=0,8 мм, толщину стенки головки поршня S=5 мм, величину верхней кольцевой перемычки h п =3,5 мм, число и диаметр масляных каналов в поршне =10 и d м =1 мм. Материал поршня - эвтектический алюминиевый сплав -
1/К; материал гильзы цилиндра - серый чугун, 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа,

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости. Кроме того, в целях повышения износо- и термостойкости поршня целесообразно осуществить твердое анодирование днища и огневого пояса, что уменьшит возможности перегрева и прогорания днища, также пригорания верхнего компрессионного кольца.

где δ 2 =0,003 - толщина лопаток на выходе, м.

Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

N в.н = G ж.р р ж /(1000η м)=0) 00184∙120000/(1000∙82) = 0,27 кВт,

где η м =0,82 - механический КПД жидкостного насоса.

Расчет поверхности охлаждения жидкостного радиатора карбюраторного двигателя. По данным теплового баланса (см. § 5.3) количество теплоты, отводимой от двигателя и передаваемого от жидкости к охлаждающему воздуху: Q возд =Q ж = 60836 Дж/с; средняя теплоемкость воздуха с возд = 1000 Дж/(кг К); объемный расход жидкости, проходящей через радиатор, принимается по данным § 20.2: G ж =0,00151 м 3 /с; средняя плотность жидкости ρ ж = 1000 кг/м 3 .

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G " возд =Q возд /(с возд ∆Т возд)= 60836/(1000∙24)= 2,53кг/с,

где ∆Т возд =24 - температурный перепад воздуха в решетке радиатора, К.

Массовый расход жидкости, проходящей через радиатор:

G " ж =G ж ρ ж = 0,00151∙1000 = 1,51 кг/с.

G " возд =2,53 кг/с, а его средняя температура Т ср. возд =325 К. Напор, создаваемый вентилятором, принимается ∆р тр = 800 Па.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе

р возд =р 0 р∙10 6 /(R в Т ср. возд)=0,1 10 б /(287 325)= 1,07 кг/м 3 .

Производительность вентилятора

G возд =G " возд /р возд = 2,53/1,07 = 2,36 м 3 /с.

Фронтовая поверхность радиатора

F фр. рад = G возд /w возд =2,36/20 = 0,118 м 2 ,

где w возд =20 - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения автомобиля, м/с.

Диаметр вентилятора

D вент = 2
= 2
=0,388 м.

Окружная скорость вентилятора

и =ψ л
=2,2
= 71,0 м/с,

где ψ л =2,2 - безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей. Частота вращения вентилятора

n вент =60u/(πD вент)= 60 71/(3,14 0,388) = 3500 мин -1 .

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора,

N вент = G возд ∆p тр / (1000η в) = 2,36∙ 800/(1000∙0,65) = 2,9 кВт,

где η в =0,38 - КПД литого вентилятора.

8 . Описание конструкции детали и системы

Поршни двигателей автомобилей ВАЗ изготовлены из алюминиевого сплава. В головке поршня залита стальная пластина, обеспечивающая компенсацию неравномерной тепловой деформации поршня при нагреве. В бобышках поршня имеются отверстия для прохода масла к поршневому пальцу.

Отверстие под поршневой палец смещено от оси симметрии на 1,2 мм в правую (по направлению движения) сторону для уменьшения стука поршня при переходе через в.м.т. Поэтому на днище поршня клеймят стрелку, которая при сборке должна быть обращена в сторону передней части двигателя.

Поршни, как и цилиндры, сортируют по наружному диаметру на пять классов через 0,01 мм, а по диаметру отверстия под поршневой палец - на три категории через 0,004 мм, обозначаемые цифрами 1, 2, 3. Класс поршня (букву) и категорию отверстия под поршневой палец (цифру) клеймят на днище поршня. При изготовлении строго выдерживается масса поршней. Поэтому при сборке двигателя подбирать поршни одной группы по массе не требуется.

Поршень воспринимает давление газов во время рабочего хода и передает его через палец и шатун коленчатому валу. Кроме механических нагрузок поршень подвергается действию высоких температур в период сгорания топлива и расширения образовавшихся газов. Он нагревается также вследствие трения его боковой поверхности о стенки цилиндра.

В автомобильных двигателях чаще всего устанавливают поршни, изготовленные из алюминиевого сплава. Они обладают достаточной прочностью, малой массой, высокой теплопроводностью и хорошими антифрикционными свойствами.

Поршень имеет уплотняющую часть (головку), в которой выполнены канавки под компрессионные (уплотняющие) кольца, днище и направляющую часть (юбку). Для крепления поршневого пальца 2 в поршне сделаны бобышки. В днище поршня у дизелей имеется фигурная выемка, которая формирует камеру сгорания. Иногда сделаны проточки для клапанов.

Поршни во время работы нагреваются неравномерно. Чтобы компенсировать разную степень расширения, поршни делают овальной и конусной формы. Диаметр по оси бобышек

у холодного поршня меньше, чем поперечный диаметр, так как большая масса металла расширяется интенсивнее. Диаметр головки меньше, чем юбки, поскольку верхняя часть нагревается интенсивнее. Выше бобышек (а иногда и на направляющей части) выполнена канавка под маслосъемное кольцо. Внутри нее сделаны отверстия для прохода соскребаемого кольцом со стенок цилиндра масла внутрь поршня.

На днище обычно выбивают следующие метки: направление установки, размерная группа, масса поршня.

Система охлаждения - жидкостная, закрытого типа, с принудительной циркуляцией жидкости, с расширительным бачком. Насос охлаждающей жидкости центробежного типа, приводится в действие от шкива коленчатого вала клиновидным ремнем 14 (рис.).

Вентилятор 11 с электроприводом, имеет четырехлопастную крыльчатку, которая крепится болтами к ступице шкива, приводится в действие от ремня привода насоса.

Термостат с твердым термочувствительным наполнителем имеет основной и перепускной клапаны. Начало открытия основного клапана при температуре охлаждающей жидкости 77–86° С, ход основного клапана не менее 6 мм.

Радиатор - вертикальный, трубчато-пластинчатый, с двумя рядами трубок и стальными лужеными пластинами. В пробке 8 (см. рис.) заливной горловины имеются впускной и выпускной клапаны.

1 – трубка отвода жидкости от радиатора отопителя;

2 – патрубок отвода горячей жидкости из головки цилиндров в радиатор отопителя;

3 – перепускной шланг термостата;

4 – выпускной патрубок рубашки охлаждения;

5 – подводящий шланг радиатора;

6 – расширительный бачок;

7 – рубашка охлаждения;

8 – пробка радиатора;

9 – трубка радиатора;

10 – кожух вентилятора;

11 – вентилятор;

12 – шкив;

13 – отводящий шланг радиатора;

14 – ремень вентилятора;

15 – насос охлаждающей жидкости;

16 – шланг подачи охлаждающей жидкости в насос;

17 – термостат

Заключение

На основе полученных в процессе теплового расчёта эффективные показатели двигателя, а также некоторых технических характеристик можно сделать некоторые выводы. Карбюраторный двигатель ВАЗ 2106 производства Волжского автомобильного завода имеет эффективный КПД равный 29%. Удельный эффективный расход топлива составляет 3085 г/кВт∙ч. Среднее эффективное давление 0,91 МПа, что в полнее соответствует такому роду двигателей. Этот мотор можно отнести к высокооборотным, а по эффективной мощности к двигателям со средней мощностью. Отсюда следует, что действительно целесообразно использовать его в качестве привода легковых автомобилей.

Используемая литература:

1. Двигатели внутреннего сгорания. В 3-х книгах. Под редакцией В.Н. Луканина. 1995 Г

2. Курсовое и дипломное проектирование. Методические указания по оформлению курсовых и дипломных проектов (работ) для студентов специальностей 140200 и 240500. Издательство АГТУ, 2002 г.. 45 с

3. Условные графические обозначения в схемах судовых систем и систем энергетических установок. Методическое пособие. Издательство АГТУ, 2002 г. 60 с.

4. Порядок построения, изложения и оформления технического задания. Методические указания. Издательство АТИРПиХ. 1993 г. 12 с.

5. Фомин Ю.Я. и др. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1993. 344 с.

6. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов: Учебник для вузов. М.: Транспорт, 1990. 328 с.

7. Дизели. Справочник. Изд-е 3-е, переработ, и дополн. Под общей редакцией В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, Л.К. Коллерова. Л.: Машиностроение. 1977. 480 с

8. Двигатели внутреннего сгорания. Теория и расчёт рабочих процессов. 4-е изд., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984.

9. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчёт на прочность поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издан., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984. 384 с.

10. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. Колчин А.И. 3-е издание. 2002–496 с.

Рабочий объем цилиндра представляет собой объем находящийся между крайними позициями движения поршня.

Формула расчета цилиндра известна еще со школьной программы – объем равен произведению площади основания на высоту. И для того чтобы вычислить объем двигателя автомобиля либо мотоцикла также нужно воспользоваться этими множителями. Рабочий объём любого цилиндра двигателя рассчитывается так:

h - длина хода поршня мм в цилиндре от ВМТ до НМТ (Верхняя и Нижняя мёртвая точки)

r - радиус поршня мм

п - 3,14 не именное число.

Как узнать объем двигателя

Для расчета рабочего объема двигателя вам будет нужно посчитать объем одного цилиндра и затем умножить на их количество у ДВС. И того получается:

Vдвиг = число Пи умножено на квадрат радиуса (диаметр поршня) умноженное на высоту хода и умноженное на кол-во цилиндров.

Поскольку, как правило, параметры поршня везде указываются в миллиметрах, а объем двигателя измеряется в см. куб., то для перевода единиц измерения, результат придется разделить еще на 1000.

Заметьте, что полный объем и рабочий, отличаются, так как поршень имеет выпуклости и выточки под клапана и в него также входить объем камеры сгорания. Поэтому не стоит путать эти два понятия. И чтобы рассчитать реальный (полный) объем цилиндра, нужно суммировать объем камеры и рабочий объем.

Определить объем двигателя можно обычным калькулятором, зная параметры цилиндра и поршня, но посчитать рабочий объем в см³ нашим, в режиме онлайн, будет намного проще и быстрее, тем более, если вам расчеты нужны, дабы узнать мощность двигателя, поскольку эти показатели напрямую зависят друг от друга.

Объем двигателя внутреннего сгорания очень часто также могут называть литражом, поскольку измеряется как в кубических сантиметрах (более точное значение), так и литрах (округленное), 1000 см³ равняется 1 л.

Расчет объема ДВС калькулятором

Чтобы посчитать объем интересующего вас двигателя нужно внести 3 цифры в соответствующие поля, - результат появится автоматически. Все три значения можно посмотреть в паспортных данных автомобиля или тех. характеристиках конкретной детали либо же определить, какой объем поршневой поможет штангенциркуль.

Таким образом, если к примеру у вас получилось что объем равен 1598 см³, то в литрах он будет обозначен как 1,6 л, а если вышло число 2429 см³, то 2,4 литра.

Длинноходный и короткоходный поршень

Также замете, что при одинаковом количестве цилиндров и рабочем объеме двигатели могут иметь разный диаметр цилиндров, ход поршней и мощность таких моторов так же будет разной. Движок с короткоходными поршнями очень прожорлив и имеет малый КПД, но достигает большой мощности на высоких оборотах. А длинноходные стоят там, где нужна тяга и экономичность.

Следовательно, на вопрос «как узнать объем двигателя по лошадиным силам» можно дать твердый ответ – никак. Ведь лошадиные силы хоть и имеют связь с объемом двигателя, но вычислить его по ним не получится, поскольку формула их взаимоотношения еще включает много разных показателей. Так что определить кубические сантиметры двигателя можно исключительно по параметрам поршневой.

Зачем нужно проверять объем двигателя

Чаще всего узнают объем двигателя когда хотят увеличить степень сжатия, то есть если хотят расточить цилиндры с целью тюнинга. Поскольку чем больше степень сжатия, тем больше будет давление на поршень при сгорании смеси, а следовательно, двигатель будет более мощным. Технология изменения объема в большую сторону, дабы нарастить степень сжатия, очень выгодна - ведь порция топливной смеси такая же, а полезной работы больше. Но всему есть свой предел и чрезмерное её увеличение грозит самовоспламенением, вследствие чего происходит детонация, которая не только уменьшает мощность, но и грозит разрушением мотора.