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.

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.

Введение

1. Выбор исходных данных

2. Тепловой расчет

2.1 Топливо

2.2 Параметры рабочего тела

2.4 Процесс впуска

2.5 Процесс сжатия

2.6 Процесс сгорания

2.12 Тепловой баланс

3. Расчет внешней скоростной характеристики

4.1 Кинематический расчёт КШМ

4.1.2 Перемещение поршня

4.1.3 Скорость поршня

4.1.4 Ускорение поршня

4.2 Динамический расчет двигателя

4.2.1 Силы давления газов

4.2.5 Крутящие моменты

4.3 Уравновешивание двигателя

4.3.1 Уравновешивание четырехцилиндрового рядного двигателя.

5. Расчёт основных деталей двигателя

5.1.1 Расчёт поршня

5.1.4 Расчет гильзы цилиндра

6. Расчет систем двигателя

Список литературы

Карбюраторные двигатели прошли длительный путь развития и достигли высокого совершенства. Однако перед конструкторами и эксплуатационниками стоит задача - обеспечить дальнейший существенный рост экономичности этих двигателей.

Для этого необходимо сокращение энергозатрат и уменьшение трудозатрат на их изготовление, техническое обслуживание и ремонт, снижение расхода металла, эксплуатационных материалов; облегчение условий труда персонала и управления двигателями; улучшение их экологических характеристик. Достижение более совершенных показателей возможно на основе применения прогрессивных конструктивных схем, рабочих процессов, конструкций систем узлов и деталей.

Максимальный относительный к.п.д., характеризующий степень совершенства действительного цикла, достигает у двигателей грузовых автомобилей на режимах, близких к полным нагрузкам, значений порядка 0,84-0,87. Это указывает на то, что дальнейшее улучшение рабочих процессов не может быть существенным, если не увеличивать степень сжатия двигателя.

Повышение степени сжатия является эффективным средством улучшения топливной экономичности карбюраторных двигателей на всех режимах работы. Однако этот путь требует или повышения октанового числа бензина, или снижения требований двигателя к антидетонационным качествам бензина. В связи с известными проблемами обеспечения поршневых д.в.с. жидкими топливами нефтяного происхождения дальнейшее повышение октанового числа бензина маловероятно.Поэтому активно разрабатываются различные способы снижения требований двигателя к антидетонационным качествам бензина. Одним из таких способов является использование винтовых впускных каналов в новых карбюраторных двигателях, ранее нашедших применение в дизелях. Интенсивное вращательное движение заряда в цилиндрах, создаваемое канала- ми в процессе впуска, приводит к заметному увеличению скорости сгорания и способствует благодаря этому уменьшению опасности возникновения детонации, так как сокращается время, в течение которого в последних порциях заряда развиваются очаги самовоспламенения. Переход к винтовым впускным каналам позволяет без изменения октанового числа бензина увеличить степень сжатия двигателя, в результате чего эксплуатационная экономичность двигателя улучшается на 3-4%.

Большие перспективы в направлении повышения топливной экономичности карбюраторных двигателей имеет применение электроники в системах питания и зажигания. Применение электроники позволяет повысить мощность искрового разряда, а при необходимости и изменять ее в зависимости от режима работы двигателя. Внедрение микропроцессорных систем зажигания улучшает топливную экономичность карбюраторных двигателей на 3-5%.

Еще больший эффект микропроцессорная техника дает в системах питания - карбюраторных или с впрыскиванием бензина, - поскольку она позволяет регулировать состав смеси не только в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов, но также и в зависимости от теплового состояния двигателя. В отличие от традиционных карбюраторов системы питания с электронным управлением позволяют обеспечить оптимальный состав смеси во всем диапазоне режимов двигателя.

Применение микропроцессорной техники в системе питания обеспечивает экономию топлива в эксплуатационных условиях до 6-8%. Однако микропроцессорные системы работают по "жестким" программам и не могут автоматически изменять их, например, по мере изменения технического состояния двигателя (износ деталей, регулировка зазоров и т. д.), а также при изменении антидетонационных свойств бензина. В дальнейшем по мере развития электроники можно ожидать перехода к системам с автоматической адаптацией, которые сами изменяют программу дозирования смеси (или угол опережения зажигания) в зависимости от всего комплекса влияющих факторов.

В качестве оптимизируемого параметра для этих систем могут быть приняты различные показатели двигателя: топливная экономичность, токсичность отработавших газов, характер загрузки двигателя. Если, например, в качестве оптимизируемого параметра выбрана топливная экономичность, то адаптивная система на любом режиме и в любой момент времени должна обеспечить работу двигателя с максимально возможным значением эффективного к.п.д.

На основе исходых данных в настоящем курсовом проекте проводится тепловой расчет двигателя, в результате которого определяются основные энергетические, экономические и конструктивные параметры двигателя. По результатам теплового расчета производится построение индикаторной диаграммы, выполняется динамический, кинематический и прочностной расчеты.

1. Выбор исходных данных

Определение номинальной мощности и числа оборотов проектируемого двигателя. Определение мощности двигателя для проектируемого автомобиля производится из условия его движения на прямой передаче с максимальной скоростью V max на ровном горизонтальном участке асфальтобетонного шоссе.

1. Мощность двигателя, соответствующая максимальной скорости автомобиля:

N v = g · (G a · f v · V max + кF · V 3 max) / η , (1)

где η – КПД трансмиссии грузового а/м, η = 0,8 – 0,92;

G a – полный вес автомобиля, кг,

G a = G о + G г; (2)

где G о – собственный вес автомобиля, кг;

G г – грузоподъемность автомобиля, кг;

G a = 2500 + 1500 = 4000 кг

f v = 0,021 – коэффициент сопротивления качению;

кF = 0,2 – фактор обтекаемости автомобиля, кг·с 2 /м 2 ;

V max = 95 км/ч – максимальная скорость автомобиля.

N v = 9,81 · (4000· 0,021· 26,4+ 0,2 · 26,4 3) / 0,8 = 72,3 кВт.

2. Максимальная мощность двигателя:

N e max = N v /[ (n v /n N) + (n v /n N) 2 – (n v /n N) 3 ], (3)

где (n v /n N) = 1,2 – отношение оборотов коленчатого вала двигателя при V max автомобиля к числу оборотов при N e max .

N e max = 72,3 / (1,2 + 1,2 2 – 1,2 3) = 79,3 кВт.

3. Число оборотов коленчатого вала двигателя, соответствующее V max:

n v = V max · i к · i о /(0,377 · r к), (4)

где i к = 1 - передаточное отношение коробки передач на прямой передаче;

i о = 5,125 - передаточное отношение главной передачи;

r к – кинематический радиус колеса (радиус качения), r к = λ · r c: (5)

где λ – коэффициент радиальной деформации шины, λ = 0,93 – 0,95;

r с – статический радиус колеса, м.

r к = 0,95 · 0,342 = 0,325 м;

n v = 95 · 1 · 5,125 /(0,377 · 0,325) = 3975 об/мин.

2. Тепловойрасчет

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

2.1 Топливо

В соответствии с заданной степенью сжатия e = 9,3 в качетве топлива можно использовать бензин марки АИ-93.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива:

С = 0,855; Н = 0,145 и

где С, Н-массовые доли углерода, водорода в 1кг топлива, кг.

Низшая теплота сгорания топлива:

H u = 33,91 ∙ C + 125,60 ∙ H - 10,89 × (O-S) - 2,51 × (9 ∙ H + W) =

33,91 × 0,855 + 125,6 × 0,145 - 2,51 × 9 × 0,145 = 43900 кДж/кг.

2.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

Коэффициент избытка воздуха. Коэффициент избытка воздуха – отношение действительного количества воздуха, участвующего в сгорании 1 кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха.

Стремление получить двигатель повышенной литровой мощности позволяет выбрать значение a=0,96 при n N =3310 об/мин, обеспечивающее максимальную скорость сгорания и достаточную экономичность.

Количество горючей смеси:

, кмоль гор.см./кг топл.;(9)

Принимаем постоянную величину, зависящую от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания К=0,5.

Определяем количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

Определяем суммарное количество продуктов сгорания:

Кмоль пр.сг./кг топл; (15)

Проверка: (16)

2.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува р k = p o = 0,1 Мпа и Т k = T o =288 К.

Принимаем температуру остаточных газов, учитывая при этом значения коэфициента избытка воздуха, Т r = 1000 К.

Определяем давление остаточных газов:

p r = (1,05 ÷ 1,25) × р о Мпа; (17)

p r = 1,18 × 0,1 = 0,118 Мпа.

2.4 Процесс впуска

С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается температура подогрева свежего заряда ΔТ N =20°C. Тогда:

Определяем плотность заряда на впуске:

где R в =287 Дж/кг×град - удельная газовая постоянная для воздуха

Потери давления на при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять ,

где b-коэффициент затухания скорости движения заряда;

x ВП - коэффициент сопротивления впускной системы.

(19)

(20)

Определяем давление в конце впуска:

р а =0,1 - 0,011=0,089 Мпа.

Вычисляем коэффициент остаточных газов:

(22)

Определяем температуру в конце впуска:

Т а =(288 + 20 + 0,051 × 1000) / (1 + 0,051) = 342 К.

Определяем коэффициент наполнения:

;(24)

.

2.5 Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия при e = 9,3 и рассчитанных значениях определяем по графику рис. 7. стр. 27 , .

Cредний показатель политропы сжатия принимаем несколько меньше. При выборе учитываем, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а уменьшается по сравнению с более значительно,

, (25) принимаем .

Определяем давление в конце сжатия:

р с = 0,089 × 9,3 1 , 3576 = 1,84 Мпа.

Определяем температуру в конце сжатия:

Т с = 342 × 9,3 (1 , 3576 - 1) = 759,2 К.

Принимаем .

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):

кДж/кмоль×град, (28)

где t c -температура смеси в конце сжатия:

К;(29)

t c =760-273=487 К.

б) остаточных газов:

где 23,611 и 24,041 – значения трудоёмкости продуктов сгорания соответственно при и , взятая по таблице 8, при α=0,96 .

в) рабочей смеси:

кДж/кмоль×град;(31)

2.6 Процесс сгорания

Определяем коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Определяем коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

(33)

.

Определяем количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива при α<1 из-за недостатка кислорода:

кДж/кг;(34)

ΔН u =119950 × (1-0,96) × 0,512 = 2456 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси:

КДж/кмоль×раб.см; (35)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

кДж/кмоль×град;(36)

где t z -температура в конце видимого процесса сгорания,°С.

Коэффициент использования теплоты для различных частот вращения коленчатого вала, принимаем по графику при . Температура в конце видимого процесса сгорания .

Определяем максимальное давление сгорания теоретическое:

МПа;(38)

р z = 1,84×1,061×2946/760 = 7,57 МПа.

Определяем степень повышения давления:

l = 7,57 / 1,84= 4,11

2.7 Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения определяем по номограмме рис.11, стр.34 при заданном e=9,3 для значений .

Средний показатель политропы расширения:

В соответствии с полученной , принимаем значение

Определяем давление в конце процесса расширения:

p b =7,57 / 9,3 1,25 = 0,47 МПа;

Определяем температуру в конце процесса расширения:

T b =2946 / 9,3 1 , 251 - 1 =1687 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

Т г =1687/.

Погрешность равна:

Δ = 100×(1064-1000) / 1000 = 6,4%.

2.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Определяем теоретическое среднее индикаторное давление:

Определяем cреднее индикаторное давление:

где - коэффициент полноты диаграммы.

р i = 0,96 × 1,217 = 1,168 МПа.

Определяем индикаторный к. п. д. и индикаторный удельный расход топлива:

h i = 1,168 × 14,96 × 0,96 / (43,9 × 1,21 × 0,8) = 0,395;

g i = 3600 / (H u ×h i), г/кВт×ч;(46)

g i = 3600 / (43,9 × 0,395) = 208 г/кВт×ч.

2.9 Эффективные показатели двигателя

Предварительно приняв ход поршня мм, определяем среднее давление механических потерь для карбюраторного четырехцилиндрового двигателя:

где - средняя скорость, м/c;

Определяем среднее эффективное давление и механический к. п. д.:

р е = р i - р М, Мпа;(48)

р е = 1,168-0,141=1,027МПа;

h М = р е / р i , (49)

h М = 1,027 / 1,168=0,879.

Определяем эффективный к. п. д. и эффективный удельный расход топлива:

h е = h i ×h М, (50)

h е = 0,395 × 0,879= 0,347 ;

g е = 3600 / (H u ×h е), г/кВт×ч, (51)

g е = 3600 / (43,9 × 0,347) = 236 г/кВт×ч.

Часовой расход топлива определяется:

G т = g e × N e / 1000 , (52)

G т = 236 × 79,3 / 1000 = 18,71 кг/ч.

2.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Определяем литраж двигателя:

где t = 4 -тактность двигателя;

N е -эффективная мощность двигателя, кВт.

V л = 30 × 4 × 79,3 / 1,027 × 3310 = 2,8 л.

Определяем рабочий объем одного цилиндра:

V h = 2,8 / 4= 0,7 л.

Определяем диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят то:

Окончательно принимаем

Основные параметры и показатели двигателя определяем по окончательно принятым значениям

V л = 3,14 × 100 2 × 86 × 4 / 4 ×10 6 = 2,7 л.

Определяем площадь поршня:

F П = 3,14 ×10 2 / 4 = 78,5 см 2 .

Определяем эффективную мощность:

N е = р е ×V л ×n N / (30 ×t) ,кВт;(58)

N е = 1,027 × 2,7 × 3310 / (30 × 4) = 76,5 кВт.

Определяем эффективный крутящий момент:

М е = 3 × 10 4 × N е / (p× n N) , Н×м;(59)

М е =3 ×10 4 ×76,5 / (3,14 × 3310) = 220,81 Н×м.

Определяем часовой расход топлива:

G Т = N е × g е × 10 -3 , кг/ч;(60)

G Т = 76,5 × 236 ×10 -3 = 18,05 кг/ч.

Литровая мощность двигателя:

КВт/ л;(61)

N л = 76,5 / 2,7 = 28,3 кВт/ л.

Скорость поршня:

(62)

2.11 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима работы двигателя, т.е. при , аналитическим методом.

Масштабы диаграммы: – масштаб хода поршня – масштаб давлений . Определяем приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

АВ = S / М S , мм;(63)

АВ = 86 /1,0 = 86 мм.

ОА = АВ / (e- 1) , мм;(64)

ОА=86 / (9,3-1) = 10,4 мм.

Определяем максимальную высоту диаграммы (точка z): МПа.

Определяем ординаты характерных точек:

р а / М Р = 0,089 / 0,05 = 1,8 мм;

р с / М Р = 1,84 / 0,05 = 36,8 мм;

р b / М Р = 0,47 / 0,05 =9,4 мм;

р r / М Р = 0,118 / 0,05= 2,4 мм;

р o / М Р = 0,1 / 0,05= 2 мм;

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия:

(65)

где ОВ = ОА + АВ, мм;

ОВ = 10,4 + 86 = 96,4 мм.

Отсюда: М Р = р а / М Р ×(ОВ/ОХ) , мм;

р Х / М Р =1,8×(96,4 /ОХ) 1 , 3576 , мм.

б) политропа расширения:

(66)

Отсюда: р Х / М Р = (р b / М Р)×(ОВ/ОХ) ,мм;

р Х / М Р = 9,4×(96,4 / ОХ) 1 , 25 , мм.

Результаты расчетов точек политроп сводим табл.2.1.

Таблица 2.1.- Результаты расчетов точек политроп.

№		ОВ/ОХ	Политропа сжатия			Политропа расширения
1	10,4	9,3	20,64	36,8	1,84 (точка с)	16,24	151,4	7,57 (точка z)
2	12,1	8	16,83	30,3	1,52	13,45	126,4	6,32
3	13,8	7	14,04	25,3	1,27	11,39	107,1	5,36
4	19,3	5	8,890	16,0	0,8	7,477	70,3	3,52
5	24,1	4	6,567	11,8	0,59	5,657	53,2	2,66
6	32,1	3	4,444	8,0	0,4	3,948	37,1	1,86
7	48,2	2	2,562	4,6	0,23	2,378	22,4	1,12
8	64,3	1,5	1,734	2,5	0,125	1,66	15,6	0,78
9	96,4	1	1	1,8	0,089 (точка а)	1	9,4(точка b)	0,47

Теоретическое среднее индикаторное давление:

, (67)

где - площадь диаграммы (aczba), ,что очень близко к величине , полученной в тепловом расчете.

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный , то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах, принятых в расчете. В связи с этим:

· начало открытия впускного клапана (точка ) устанавливается за до прихода поршня в в. м. т.;

· закрытие (точка ) – через 46º после прохода поршнем н. м. т.;

· начало открытия выпускного клапана (точка ) принимается за 46º до прихода поршня в н. м. т.;

· закрытие (точка ) – через 14º после прохода поршнем в. м. т.;

· учитывая быстроходность двигателя, угол опережения зажигания q=30°;

· продолжительность периода задержки воспламенения .

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение точек по формуле для перемещения поршня:

мм, (68)

где отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

(69)

где r = 43мм - радиус кривошипа; =160мм – длина шатуна.

Расчеты ординат точек сведены в табл. 2.2.

Таблица 2.2. - Результаты расчета ординат точек .

Точки	Положение точек			Расстояние точек от в. м. т. , мм
	14º до в. м. т.	14	0,038	1,6
	14º после в. м. т.	14	0,038	1,6
	46º после н. м. т.	134	1,764	75,8
	30 o до в.м.т.	30	0,168	7,2
	23 o до в.м.т.	23	0,1	4,3
	46º до н. м. т.	134	1,764	75,8

Положение точки определяется из выражения:

, МПа;(70)

р с ¢¢ = 1,25 × 1,84 = 2,3 МПа;

р с ¢¢ / М р =2,3 / 0,05 = 46 мм.

Определяем действительное давление сгорания:

МПа;

6,43 / 0,05 = 128,6 мм.

Нарастание давления от точки до составляет: где положение точки по горизонтали. Соединяя плавными кривыми точки с , с и далее с и кривой расширения, с и линией выпуска, получаем скруглённую действительную индикаторную диаграмму:

Для анализа работы автомобильных и тракторных двигателей используются различные характеристики: скоростные, нагрузочные, регуляторные, регулировочные и специальные. Обычно все характеристики получают экспериментальным путем.

Скоростная характеристика показывает изменение мощности, крутящего момента, расходов топлива и других параметров от частоты вращения коленчатого вала.

Скоростная характеристика, полученная при полном дросселе (карбюраторный двигатель), соответствующей номинальной мощности, называется внешней.

На основании теплового расчета, проведенного для режима номинальной мощности, получены следующие параметры, необходимые для расчета и построения внешней скоростной характеристики

1. Эффективная мощность N e = 76,5 кВт;

2.Частота вращения коленвала при максимальной мощности n N =3310 об/мин;

3.Тактность двигателя t = 4;

4.Литраж V л = 2,7 л;

5.Ход поршня S = 86 мм;

6.Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 килограмма топлива l 0 = 14,96 кг возд./ кг топл.;

7.Плотность заряда на впуске r к = r 0 = 1,21 кг/м 3 ;

8.Коэффициент избытка воздуха a = 0,96;

9.Удельный эффективный расход топлива g еN = 236 г/(кВт×ч)

Расчетные точки скоростной характеристики.

Принимаем: n min = 700 об/мин; n x1 -1350 об/мин; далее через каждые 650 об/мин и n N = 3310 об/мин.

Значение эффективной мощности:

Значение эффективного крутящего момента:

Значение среднего эффективного давления:

(80)

Средняя скорость поршня:

(81)

Среднее давление механических потерь:

Среднее индикаторное давление:

Индикаторный крутящий момент:

Удельный эффективный расход топлива:

Часовой расход топлива:

Коэффициент избытка воздуха: принимаем при n min =700 об/мин, =0,86, во всех остальных расчетных точках ==0,96.

Коэффициент наполнения:

Произведя расчёты параметров для различных расчётных режимов работы (n, об/мин), результаты сводим в таблицу 4.

Таблица 4

n x	показатели
	N ex	M ex	p ex	V пср	p мx	p ix	M ix	g ex	G тx	α x	η vx
об/мин	кВт	Н∙м	МПа	м/с	МПа	МПа	Н∙м	г/кВтч	кг/ч	-	-
700	18,8	256,6	1,193	2,01	0,057	1,25	268,7	242	4,55	0,86	0,85
1350	38,7	273,88	1,274	3,87	0,078	1,352	290,6	218	8,44	0,96	0,91
2000	57,3	273,72	1,273	5,73	0,099	1,372	294,9	209	11,97	0,96	0,88
2650	71,0	255,97	1,191	7,6	0,12	1,311	281,8	215	15,26	0,96	0,84
3310	76,5	220,81	1,027	9,49	0,141	1,168	251,1	236	18,05	0,96	0,8
3975	69,7	167,52	0,779	11,4	0,163	0,942	202,5	272	18,96	0,96	0,7

По расчетным данным, приведенным в табл. 4, строим внешнюю скоростную характеристику проектируемого двигателя.

Коэффициент приспособляемости:

, (88)

где M emax определен по скоростной характеристике.

4. Кинематика и динамика двигателя

4.1 Кинематический расчёт КШМ

4.1.1 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна и длины шатуна

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил величина отношения радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно была принята в тепловом расчете .

где R = 43 - радиус кривошипа, мм.

L ш = 43 / 0,269 = 160,0 мм.

4.1.2 Перемещение поршня

Построив кинематическую схему кривошипно-шатунного механизма, устанавливаем, что ранее принятые значения и обеспечивает движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин и делать не требуется.

Масштабы:

M s = 1 мм в мм;

М φ = 3ْв мм через каждые 30ْ;

При j = 0 V п = ±Vмах, а на кривой S х – это точки перегиба.

, мм, (90)

где j- угол поворота коленчатого вала, град.

Расчет производим аналитически через каждые угла поворота коленчатого вала. Значения для при различных взяты из ( табл. 19) и занесены в расчетную табл. 5., вместе с вычисленным перемещением.

Определяем угловую скорость вращения коленчатого вала:

Рад/с;(91)

w=p×3310/30=346 рад/с.

4.1.3Скорость поршня

М v = 0,5 м/с в мм.

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянном числе оборотов зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения .

Скорость поршня найдем по формуле:

, м/с;(92)

Значения для взяты из (, табл. 20) и занесены в табл.5. вместе с вычисленной скоростью.

4.1.4 Ускорение поршня

М/с 2 . (93)

Значения для взяты из (, табл. 21) и занесены в табл.5. вместе с вычисленным ускорением.

Таблица 5.- Вычисленые параметры кинематического расчета.

0	0,0000	0,000	0,0000	0,0	1,2690	6532
30	0,1676	7,2	0,6165	9,2	1,0005	5150
60	0,6009	25,8	0,9825	14,6	0,3655	1881
90	1,1009	47,3	1,0000	14,9	-0,2690	-1385
120	1,6009	68,8	0,7495	11,2	-0,6345	-3266
150	1,8996	81,7	0,3835	5,7	-0,7315	-3766
180	2,0000	86	0,0000	0,0	-0,7310	-3763
210	1,8996	81,7	-0,3835	-5,7	-0,7315	-3766
240	1,6009	68,8	-0,7495	11,2	-0,6345	-3266
270	1,1009	47,3	-1,0000	-14,9	-0,2690	-1385
300	0,6009	25,8	-0,9825	-14,6	0,3655	1881
330	0,1676	7,2	-0,6165	-9,2	1,0005	5150
360	0,0000	0,000	0,0000	0,0	1,2690	6532

4.2. Динамический расчет двигателя

4.2.1 Силы давления газов

Индикаторную диаграмму полученную в тепловом расчете, развертываем по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Определяем поправку Брикса:

Δ=R×l/(2×M S),мм, (94)

где M S - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме, мм в мм.

Δ=46×0,269/2×1=5,78мм.

Определяем масштабы развернутой диаграммы: соответственно давлений и удельных сил, полных сил, угла поворота кривошипа:

Mр =0,05 МПа в мм;

Mр=М Р ×F п, Н в мм;

Mр=0,05× 0,00785×10 6 =392,5 Н в мм;

М j =3 ° в мм;

М j ¢ =4×p/OB, рад в мм;

М j ¢ =4×p/240=0,0523 рад в мм.

По развернутой диаграмме определяем значения избыточного давления над поршнем Dр г =p г - p 0 и заносим в графу 2, табл.6. динамического расчёта, в таблице даны значения углов поворота коленчатого вала φ через каждые 30 0 , а так же при φ=375 0 .

По Δ р г определяем значения Р г и заносим в графу 3, табл.6.

4.2.2 Приведение масс частей КШМ

По табл. 22 с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, рядного расположения цилиндров производим расчеты:

Определяем массу поршневой группы:

m п = m ¢ п ×F п, кг;(96)

Для поршня из алюминиевого сплава принято m ¢ п =150 кг/м 2

m п =150×0,00785=1,18 кг.

Определяем массу шатуна:

m ш = m ¢ ш ×F п, кг;(97)

Для стального кованного шатуна принимаем m ¢ ш =200 кг/м 2

m ш =200×0,00785= 1,57 кг.

Определяем массу неуравновешенных частей одного колена без противовесов:

m к = m ¢ к ×F п, кг;(98)

Для литого чугунного вала принято m ¢ к =200 кг/м 2 .

m к =200×0,00785=1,57 кг.

Определяем массу шатуна, сосредоточенную на оси поршневого пальца:

m ш.п =0,275×m ш, кг;(99)

m ш.п =0,275×1,57 = 0,432 кг.

Определяем массу шатуна, сосредоточенную на оси кривошипа:

m ш.к = 0,725×m ш, кг;(100)

m ш.к =0,725×1,57 = 1,138 кг.

Определяем массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

m j = m п + m ш.п, кг;(101)

m j = 1,18+0,432=1,612 кг.

Определяем массы, совершающие вращательное движение:

m r = m к + m ш.к, кг;(102)

m r =1,57+1,138= 2,708 кг.

4.2.3 Удельные и полные силы инерции

Из табл см из киниматики 8 переносим значение j в графу 4, табл 6 и определяем значения силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (графа 5).

P j = -j × m j / F п; Н. (103)

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс:

К R = -m r × R ×w 2 , Н;(104)

К R = -2,708 × 0,043 × 346 2 = -13940 Н.

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс шатуна:

К R.ш = -m ш.к × R ×w 2 , Н;(105)

К R.ш = -1,138 × 0,043 × 346 2 = -5858 Н.

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс кривошипа:

К R.к = -m к × R ×w 2 , Н (106)

К R.к = -1,57 × 0,043 × 346 2 = -8082 Н.

Таблица 6.- Результаты расчёта сил давления газов, а так же полных сил инерции

φ 0	Δр г,МПа	Р г,Н	j,м/с 2	Р j ,Н
0	+0,018	141,3	+6532	-10530
30	-0,011	-86,4	+5150	-8302
60	-0,011	-86,4	+1881	-3032
90	-0,011	-86,4	-1385	+2233
120	-0,011	-86,4	-3266	+5265
150	-0,011	-86,4	-3766	+6071
180	-0,011	-86,4	-3763	+6066
210	-0,011	-86,4	-3766	+6071
240	0	0	-3266	+5265
270	+0,050	+392,5	-1385	+2233
300	+0,230	+1805,5	+1881	-3032
330	+0,800	+6280	+5150	-8302
360	+2,200	+17270	+6532	-10530
375	+6,330	+49690,5	+6172	-9949
390	+3,750	+29437,5	+5150	-8302
420	+1,500	+11775	+1881	-3032
450	+0,700	+5495	-1385	+2233
480	+0,500	+3925	-3266	+5265
510	+0,325	+2551,3	-3766	+6071
540	+0,175	+1373,8	-3763	+6066
570	+0,050	+392,5	-3766	+6071
600	+0,018	+141,3	-3266	+5265
630	+0,018	+141,3	-1385	+2233
660	+0,018	+141,3	+1881	-3032
690	+0,018	+141,3	+5150	-8302
720	+0,018	+141,3	+6532	-10530

4.2.4 Суммарные силы давления газов

Определяем силу, сосредоточенную на оси поршневого пальца графа 2, табл. 7.

P = P г + P j , H. (107)

Значения tg b определяем ( табл. 23) и заносим в графу 3, табл. 7.

Определяем нормальную силу, результаты заносим в графу 4, табл. 7

N = P × tg , Н. (108)

Определяем удельную силу, действующую вдоль шатуна, графа 6,

S = P × (1/cos b) , Н. (109)

Значения (1/cos b) ( табл. 24) заносим в графу 5 табл 7.

Определяем силу, действующую по радиусу кривошипа и заносим в графу 8, табл. 7.

К = Р × cos×(j+b) / cos b, Н. (110)

Значения ( табл.25) заносим в графу 7,табл 7.

Определяем тангенциальную силу и заносим в графу 10, табл 7.

T = P × sin(j+b) / cos b, Н. (111)

Значения ( табл.26) заносим в графу 9, табл 7.

Строим кривые Р j, Р, N, S, K, T.

M p = 392,5 Н в мм.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

По данным теплового расчёта:

По площади, заключённой между кривой Т и осью абсцисс:

Ошибка:

Результаты вычислений заносим в табл.7

Таблица 7.- Результаты расчёта суммарных сил, действующих в кривошипно- шатунном механизме

φ 0		tgβ		1/cosβ
0	-10388,7	0	0	1,000	-10389	1	-10389	0	0	0
30	-8388,4	0,1355	-1137	1,009	-8464	0,7983	-6696	0,6175	-5180	-222,7
60	-3118,4	0,2381	-742	1,0278	-3205	0,2938	-916	0,9846	-3070	-132
90	2146,6	0,2869	594	1,0377	2227	-0,2769	-594	1	2147	92,3
120	5178,6	0,2381	1233	1,0278	5323	-0,7062	-3657	0,7474	3870	166,4
150	5984,6	0,1355	811	1,009	6038	-0,9337	-5588	0,3825	2289	98,4
180	5979,6	0	0	1	5979,6	-1	-5979,6	0	0	0
210	5984,6	-0,1355	-811	1,009	6038	-0,9337	-5588	-0,3825	-2289	-98,4
240	5265	-0,2381	-1254	1,0278	5411	-0,7062	-3718	-0,7474	-3935	-169,2
270	2625,5	-0,2769	-727	1,0377	2724	-0,2769	-727	-1	-2626	-112,9
300	-1226,5	-0,2381	292	1,0278	-1261	0,2938	-360	-0,9846	1208	51,9
330	-2022	-0,1355	274	1,009	-2040	0,7983	-1614	-,06175	1248	53,7
360	6740	0	0	1	6740	1	6740	0	0	0
375	39741,5	0,0697	2770	1,0025	39841	0,9426	37460	0,3243	12888	554,2
390	21135,5	0,1355	2864	1,009	21326	0,7983	16872	0,6175	13051	561,2
420	8743	0,2381	2082	1,0278	8986	0,2938	2569	0,9846	8608	370,1
450	7728	0,2769	2140	1,0377	8019	-0,2769	-2140	1	7728	332,3
480	9190	0,2381	2188	1,0278	9445	-0,7062	-6490	0,7474	6869	295,4
510	8622,3	0,1355	1168	1,009	8700	-0,9337	-8051	0,3825	3298	141,8
540	7439,8	0	0	1	7440	-1	-7440	0	0	0
570	6463,5	-0,1355	-876	1,009	6522	-0,9337	-6035	-0,3835	-2472	-106,3
600	5406,3	-0,2381	-1287	1,0278	5557	-0,7062	-3818	-0,7474	-4041	-173,8
630	2374,3	0,2769	-657	1,0377	2464	-0,2769	-657	-1	-2374	-102,1
660	-2890,7	-0,2381	688	1,0278	-2971	0,2938	-849	-0,9846	2846	122,4
690	-8160,7	-0,1355	1106	1,009	-8234	0,7983	-6515	-0,6175	5039	216,7
720	-10388,7	0	0	1	-10389	1	-10389	0	0	0

4.2.5 Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра

М кр.ц. = Т × R , H×м;(114)

М кр.ц. = Т × 0,043 ,H×м.

Значения М кр.ц заносим в графу 11, табл 7.

Определяем период изменения крутящего момента чутырехтактного двигателя с равными интервалами между величинами:

θ = 720 / i , град;(115)

θ = 720 / 4 = 180˚.

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл.4.3.) через каждые 10˚ угла поворота коленчатого вала.

Таблица 4.3. Результаты расчета крутящего момента

По полученным в табл 8. данным М кр строим график в масштабе

М м = и М φ =3º в мм.

Определяем средний крутящий момент двигателя:

– по данным теплового расчета:

М кр.ср. = М i = М е / η м, Н×м;(116)

М кр.ср. = 220,81 / 0,879 = 251,2 Н×м.

– по площади, заключенной под кривой М кр:

М кр.ср = (F 1 -F 2) ·М м / АО, Н×м;(117)

М кр.ср = (904-40) · 16,878 / 60 = 243 Н×м.

– определяем ошибку:

Δ = (251,2-243) ·100 / 251,2 = 3,3 %.

Определяем максимальные и минимальные крутящие моменты:

М кр.max = 636,1 Н×м;

М кр.min = -104,9 Н×м.

4.2.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку рядного двигателя составляем табл. 8. Значения силы Т переносим из табл. 7, в табл. 9.

Суммарная сила, действующая по радиусу кривошипа:

Р к = К + К Rш = (К - 5858), Н. (118)

Результирующая сила R шш подсчитывается графическим сложением векторов сил Т и Р к при построении полярной диаграммы.

Масштаб сил на полярной диаграмме: М р / = М р /2 = 392,5/2 = 196,25 Н в мм чертежа.

Значения R шш для различных φ заносим в таблицу 9 и по ним же строим диаграмму R ш.ш в прямоугольных координатах.

По развернутой диаграмме R ш.ш определяем:

R ш.ш.ср = М р / · F / ОB, Н, (119)

где ОВ=240мм – длина развёрнутой диаграммы;

F = 10552 мм 2 – площадь под кривой R ш.ш.

R ш.ш.ср = 196,25 . 10552 / 240 = 10552 Н;

R ш.ш.max = 16247 Н; R ш.ш.min = 200 Н.

По полярной диаграмме строим диаграмму износа шейки. Сумму сил R ш.ш.i , действующих по каждому лучу диаграммы износа (от 1 до 12), определяем с помощью таблицы 10. По диаграмме износа определяем положение оси масляного отверстия ( м =75º).

4.2.7 Силы, действующие на колено вала

Определяем суммарную силу, действующую на колено вала по радиусу кривошипа:

K pk = Р k + K Rk = Р k -8082 , Н;(120)

Результаты заносим в табл.9.

Результирующую силу, действующую на колено вала R k , определяем по диаграмме R ш.ш. . Векторы из полюса О к до соответствующих точек на полярной диаграмме в масштабе М р / =196,25 Н в мм выражают силы R k , значения которых для различных j°заносим в таблицу 9.

Таблица 9 Результаты расчета сил действующих на колено вала.

j°	Силы, Н
	Т	Р К	R ш.ш	К РК	R K
0	0	-16247	16247	-24329	24329
30	-5180	-12554	13581	-20636	21000
60	-3070	-6774	7437	-14856	14915
90	2147	-6452	6800	-14534	14719
120	3870	-9515	10272	-17597	18055
150	2289	-11446	11673	-19528	19625
180	0	-11838	11838	-19920	19920
210	-2289	-11446	11673	-19528	19527
240	-3935	-9576	10353	-17658	18055
270	-2626	-6585	7089	-14667	14719
300	1208	-6218	6334	-14300	14130
330	1248	-7472	7575	-15554	15602
360	0	882	882	-7200	7200
375	12888	31602	34129	23520	26886
390	13051	11014	17077	2932	13247
420	8608	-3289	9215	-11371	14130
450	7728	-7998	11122	-16080	17760
480	6869	-12348	14130	-20430	21588
510	3298	-13909	14295	-21991	22176
540	0	-13298	13298	-21380	21380
570	-2472	-11893	12147	-19975	20018
600	-4041	-9676	10486	-17758	18251
630	-2374	-6515	6934	-14597	14522
660	2846	-6707	7286	-14789	14326
690	5039	-12373	13360	-20455	21195
720	0	-16247	16247	-24329	24329

Таблица 10.- Значения R ш.шi , для лучей

R ш.шi	Значения R ш.шi , кН, для лучей
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
R ш.ш0	16,2	16,2	16,2	-	-	-	-	-	-	-	16,2	16,2
R ш.ш30	13,6	13,6	13,6	-	-	-	-	-	-	-	–	13,6
R ш.ш60	7,4	7,4	7,4	-	-	-	-	-	-	-	–	7,4
R ш.ш90	6,8	6,8	–	-	-	-	-	-	-	-	6,8	6,8
R ш.ш120	10,3	10,3	–	-	-	-	-	-	-	-	10,3	10,3
R ш.ш150	11,7	11,7	–	-	-	-	-	-	-	-	11,7	11,7
R ш.ш180	11,8	11,8	11,8	-	-	-	-	-	-	-	11,8	11,8
R ш.ш210	11,7	11,7	11,7	-	-	-	-	-	-	-	–	11,7
R ш.ш240	10,4	10,4	10,4	-	-	-	-	-	-	-	–	10,4
R ш.ш270	7,1	7,1	7,1	-	-	-	-	-	-	-	–	7,1
R ш.ш300	6,3	6,3	–	-	-	-	-	-	-	-	6,3	6,3
R ш.ш330	7,6	7,6	–	-	-	-	-	-	-	-	7,6	7,6
R ш.ш360	–	–	–	-	-	0,9	0,9	0,9	0,9	-	–	–
R ш.ш390	–	-	-	-	-	-	17,1	17,1	17,1	17,1	–	–
R ш.ш420	–	-	-	-	-	-	-	-	9,2	9,2	9,2	9,2
R ш.ш450	11,1	-	-	-	-	-	-	-	-	11,1	11,1	11,1
R ш.ш480	14,1	14,1	-	-	-	-	-	-	-	–	14,1	14,1
R ш.ш510	14,3	14,3	-	-	-	-	-	-	-	-	14,3	14,3
R ш.ш540	13,3	13,3	13,3	-	-	-	-	-	-	-	13,3	13,3
R ш.ш570	12,1	12,1	12,1	-	-	-	-	-	-	-	–	12,1
R ш.ш600	10,5	10,5	10,5	-	-	-	-	-	-	-	–	10,5
R ш.ш630	6,9	6,9	6,9	-	-	-	-	-	-	-	–	6,9
R ш.ш660	7,3	7,3	–	-	-	-	-	-	-	-	7,3	7,3
R ш.ш690	13,4	13,4	13,4	-	-	-	-	-	-	-	13,4	13,4
ΣR ш.ш.i	223,9	212,8	134,4	-	-	0,9	18	18	27,2	37,4	153,4	233,1

4.3 Уравновешивание двигателя

Силы и моменты в КШМ непрерывно изменяются и, если они не уравновешены, то вызывают вибрацию двигателя, передающейся раме автомобиля.

4.3.1 Уравновешивание четырехцилиндрового рядного двигателя

Порядок работы двигателя 1-3-4-2. Кривошип расположен под углом 180º.

Силы инерции первого порядка и их моменты при указанном расположении кривошипов взаимноуравновешивается: ΣР jI =0; ΣМ jI =0.

Центробежные силы для всех цилиндров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ΣК R =0; ΣМ R =0.

Суммарный момент от сил инерци второго порядка также равен нулю: ΣМ jII =0.

Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направленны в одну сторону.

Для разгрузки коленвала от действия местных центробежных сил применяем противовесы.

В целях разгрузки коренных шеек от местных инерционных сил целесообразно установить противовесы на продолжении щек, прилегающих к ним.

Определяем равнодействующую силу инерции второго порядка:

ΣР jII = 4×Р jII = 4×m j ×R×, (121)

где m j = 1,612 кг – массы, совершающие возвратно-поступательное движение;

w = 346 рад/с – угловая скорость вращения коленчатого вала;

ΣР jII = 4×1,612×0,043×

Определяем силу инерции одного противовеса:

Р пр = - 0,5× ΣР jII ×l / l 1 , (122)

где l = 116 мм (см. рисунок 5.1)

l 1 = 85 мм (см. рисунок 5.1)

Р пр = - 0,5× -8926 ×116 / 85 = 6093 Н.

Масса каждого противовеса:

m пр = Р пр /(), (123)

где ρ = 0,04 м – расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала

m пр = 6093 / (0,04 × 346 2) = 1,27 кг.

Рис. 5.1. Схема сил инерции действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе.

4.3.2 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

Из динамического расчета имеем максимальный крутящий момент М кр.max =636,1 Н×м; минимальный индикаторный крутящий момент М кр.min = -104,9 Н×м и средний индикаторный крутящий момент М кр.ср =243 Н×м.

Определяем равномерность крутящего момента:

m = (М кр.max – М кр.min) / М кр.ср, Н×м; (124)

m = (636,1-(-104,9)) / 243 = 3,05.

Определяем избыточную работу крутящего момента:

L изб. =·M M ·M φ΄ ,Дж, (125)

где M φ΄ –масштаб угла поворота вала на диаграмме М кр. , рад/мм;

M φ΄ = 4 · π / (i·ОА), рад/мм;(126)

M φ ¢ = 4 · 3,14 / (4·60)= 0,0523 рад/мм.

F¢= 357 мм 2 -площадь над прямой среднего крутящего момента;

M M = 16,878 Н· м/мм/

L изб. = 357 × 16,878 ×0,0523 = 315,1 Дж.

Принимаем коэффициент неравномерности хода двигателя δ=0,01.

Определяем момент инерции движущихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала:

I о = L изб / (δ· ω 2), кг·м 2 ;(127)

I о = 315,1 / (0,01×346 2) = 0,263 кг·м 2 .

Расчёт основных деталей двигателя

Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возникающий при работе двигателя, производится по формулам сопротивления материалов и деталей машин. До настоящего времени большинство из используемых расчетных выражений дают лишь приближенные значения напряжений.

Несоответствие расчетных и фактических данных объясняется различными причинами, основными из которых являются: отсутствие действительной картины распределения напряжений в материале рассчитываемой детали; использование приближенных расчетных схем действия сил и места их приложения; наличие трудно учитываемых знакопеременных нагрузок и невозможность определения их действительных значений; трудность определения условий работы многих деталей двигателя и их термических напряжений; влияние неподдающихся точному расчету упругих колебаний; невозможность точного определения влияния состояния поверхности, качества обработки (механической или термической), размеров детали и т.д. на величину возникающих напряжений.

В связи с этим применяемые методы расчета позволяют получить напряжения и деформации, являющиеся лишь условными величинами и характеризующие только сравнительную напряженность рассчитываемой детали.

5.1 Расчёт цилиндропоршневой группы

5.1.1 Расчёт поршня

На основании данных теплового расчёта скоростной характеристики получили что:

– Диаметр поршня D=100мм;

– Ход поршня S=86мм;

– Максимальное давление сгорания p z =7,57МПа, при n N =3310 об/мин и действительном давлении сгорания p zd =6,43МПа;

– Площадь поршня F п =78,5см 2 ;

– Наибольшая нормальная сила N max =2864 H, при φ=390 0 ;

– Масса поршневой группы m n =1,18 кг;

– Обороты максимальной скорости, n xx =3975 об/мин, при λ=0,269.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учётом соотношений принимаем по таблице 51 :

– Толщина днища поршня δ=9мм;

– Высота поршня Н=105мм;

– Высота юбки поршня h ю =75мм;

– Радиальная толщина кольца t=4мм;

– Задиальный зазор кольца в канавке поршня: Δt=0,9мм;

– Толщина стенки головки поршня S=7мм;

– Толщина первой кольцевой перемычки h п =5мм;

– Число масляных каналов в поршне n м / =4 шт;

– Диаметр масляного канала d м =0,9 мм.

Материал поршня – высококремнистый аллюминивый сплав.

α п = 25 . 10 -6 1/град. – коэффициент линейного расширения материала поршня.

Материал гильзы цилиндра – серый чугун.

α в = 11 . 10 -6 1/град.

Напряжение изгиба в днище поршня:

σ из = P zmax . (r i /δ) 2 , (128)

где, r i = (D/2)-(S + t + Δt) = (100/2)-(7 + 4 + 0,9) = 38,1мм.

σ из = 7,57 . (38,1/9) 2 = 135,7 МПа.

Днище поршня должно быть усилено рёбрами жёсткости.

При наличии у днища рёбер жёсткости расчётное напряжение не превышает допустимого значения [σ из ]=50÷150МПа.

Напряжение сжатия в сечении х-х:

σ сж =Р zmax /F x - x МПа, (129)

где Р zmax = р z . F п = 7,57 . 78,5 . 10 -4 = 0,059 МН – максимальная сила давления газов на днище поршня.

F x-x - площадь сечения х-х.

F x-x = (π/4) . (d r 2 -d i 2) - n м / . F / мм 2 , (130)

где F / - площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, мм.

F / = ((d x -d i) / 2) . d м (131)

где – диаметр поршня по дну канавок;

Напряжение разрыва в сечении Х-Х. Сила инерции возвратно-поступательного движущихся масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя.

– Максимальная угловая скорость холостого хода:

– Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х, определяется по геометрическим размерам ил по формуле:

(133)

– Сила инерции возвратно-поступательного движущихся масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя.

Максимальная разрывающая сила:

– Напряжение разрыва:

2,78 МПа < = 4÷10МПа – для алюминиевых сплавов.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

Толщина верхней кольцевой перемычки форсированных двигателей с высокой степенью сжатия рассчитывается на срез и и изгиб от действия максимальных газовых усилий.

– Напряжение среза кольцевой перемычки:

τ = 0,0314 . р zмах. D / h п (136)

– Напряжение изгиба:

– Сложное напряжение:

(138)

16,6 МПа < = 30 ÷ 40 МПа.

Удельные давления юбки поршня и всей высоты на стенку цилиндра определяются соответственно:

, (139)

где N max – наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра при работе двигателя на режиме максимальной мощности;

(140)

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя диаметров головки и юбки поршня определяют, из наличия необходимых зазоров между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии:

где мм – диаметральный зазор между стенкой цилиндра и головкой поршня;

мм – диаметральный зазор между стенкой цилиндра и юбкой поршня;

мм.

Правильность установленных размеров проверяют по формулам:

где и - коэффициенты линейного расширения материалов цилиндров и поршня;

Т ц,=388 К; Т г =523 К; Т ю =403 К – соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки, принятые с учетом водяного охлаждения;

Т о – начальная температура цилиндра и поршня;

И - диаметральные зазоры в горячем состоянии;

5.1.2 Расчет поршневого кольца

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок.

В качестве материала для колец используют серый чугун.

Материал кольца – серый чугун, Е = 1∙10 5 МПа – модуль упругости материала кольца.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

где А о = 3,3∙t = 3,3∙4 = 13,2 мм – разность мужду величинами зазоров замка кольца в свободном рабочем состоянии.

При снижении частоты вращения двигателя и увеличении диаметра цилиндра величина р ср. должна иметь значение ближе к нижнему пределу. Для определения хорошей приработки кольца и надежного уплотнения давления р кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности должно изменяться по эпюре. Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:

где - для различных углов взято из таблицы.

Результаты подсчета р заносим в таблицу 11

Таблица 11- Давление кольца на стенку цилиндра.

, град	0	30	60	90	120	150	180
	1,05	1,05	1,14	0,9	0,45	0,67	2,85
р, МПа	0,152	0,152	0,165	0,13	0,065	0,097	0,413

По данным табл 11, строим эпюру давлений кольца на стенку цилиндра.

Значительное повышение давления у замка способствует равномерному износу кольца по окружности.

Напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии:

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

где m = 1,57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца;

Монтажный зазор в замке поршневого кольца в холодном состоянии:

где минимальный допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя;

Т к =488 К; Т ц =388 К; Т 0 =288 К – соответственно температура кольца, стенок цилиндра, принятые с учетом водяного охлаждения;

Т о – начальная температура цилиндра и кольца;

5.1.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам, применяемым для изготовления пальцев, предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные стали.

Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба, среза и овализации.

Основные конструктивные размеры поршневого пальца берем из таблицы 51:

Принимаем n м =1650 об/мин при M max = 277 Н∙м;

Наружный диаметр пальца d п = 28 мм;

Внутренний диаметр пальца d В = 18,2 мм;

Длина пальца L п = 78 мм;

Длина втулки шатуна L ш = 33 мм;

Расстояние между торцами бобышек b = 37 мм;

Материал поршневого пальца – сталь 15Х, Е=2∙10 5 МПа;

Палец плавающего типа.

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

– газовая:

(150)

– инерционная:

(151)

где ω М = π ∙ n /30 = 3,14 ∙ 1650 / 30=173 рад/с.

– расчетная:

(152)

где k – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца; k=0,76÷0,86; принимаем k=0,83.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

(153)

Удельное давление пальца на бобышки:

(154)

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

где - отношение внутреннего диаметра к наружному;

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

Напряжения, возникающие при овализации пальца на внешней и внутренней поверхностях, определяют для горизонтальной и вертикальной плоскостей по следующим формулам:

Напряжение на внешней поверхности пальца:

– В горизонтальной плоскости (точки 1; Ψ=0º):

– В вертикальной плоскости (точки 3; Ψ=90º):

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

– В горизонтальной плоскости (точки 2; Ψ=0º)::

– В вертикальной плоскости (точки 4; Ψ=90º):

5.1.4 Расчет гильзы цилиндра

Диаметр цилиндра D = 100 мм;

Максимальное давление сгорания р z = 7,57 МПа;

Материал гильзы цилиндра – чугун, = 11∙10 -6 1/К;

Е=1,0∙10 5 МПа;

μ = 0,24 - коэффициент Пуассона для чугуна;

Толщина стенки гильзы цилиндра бг = 8 мм;

σ z = 60 МПа – допустимое напряжение на растяжение для чугуна;

ΔТ= 110 К- перепад температур между внутренней и наружной поверхностью гильзы

Толщина стенки гильзы цилиндра выбирается конструктивно: δ г = 8 мм.

Расчетная толщина стенки гильзы цилиндра:

δ г.р = 0,5 ∙ D ∙ (162)

δ г.р = 0,5∙ 100 ∙ ]= 6 мм;

Толщина стенки гильзы выбрана с некоторым запасом прочности, т.к. δ г. > δ г.р.

Напряжение растяжения от действия максимального давления:

σ р = р zмах ∙D /(2 ∙ δ г) (163)

σ р = 7,57∙100 / (2 ∙8) = 47,3 Мпа,

[σ р ] = 30÷60 МПа.

Температурные напряжения в гильзе:

Σ t = Е ∙ α ц ∙Δt /(2 ∙ (1- μ)) , (164)

где Δt=110ºC – температурный перепад между внутренней и наружной поверхнотями гильзы.

σ t = 1 ∙ 10 5 ∙ 11 ∙ 10 6 ∙ 110 / (2 ∙ (1 - 0,24)) = 79,6 МПа.

Суммарные напряжения в гильзе цилиндра от действия давления газов и перепадов температур:

– На наружной поверхности:

σ Σ ́ = σ р + σ t (165)

σ Σ́ =47,3+79,6= 126,9 МПа.

[σ Σ́ ] =100÷130 МПа

– На внутренней поверхности:

σ Σ // = σ р – σ t (166)

σ Σ // =47,3 - 79,6= -32,2 МПа.

6. Расчет систем двигателя

6.1 Расчет элементов системы смазки

Масляной насос служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы делятся на винтовые и шестеренчатые. Шестеренчатые насосы отличаются простотой устройства, компактностью, надежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных и тракторных двигателях.

Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя в целях уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. В зависимости от типа и конструкции двигателя применяются различные системы смазки: разбрызгиванием, под давлением и комбинированная. Большинство автомобилей имеют комбинированную систему смазки.

Расчет масляного насоса.

Расчет масляного насоса состоит в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.

Общее количество тепла, выделяемого топливом, за 1 с: Q o = 220,1 кДж/с

Количество тепла отводимого маслом от двигателя:

Средняя теплоемкость масла: С м =2,094 кДж /(кг∙К).

Плотность масла: r м = 900 кг/м 3 .

Циркуляционный расход масла:

где =10 – температура нагрева масла, 0 C.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивается в 2 раза:

Объемный коэффициент подачи: h н = 0,7.

В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом коэффициента подачи:

Рабочее давление масла в системе р =3,5∙10 5 Па.

Механический К.П.Д. масляного насоса h мн = 0,86.

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

(171)

6.2 Расчет элементов системы охлаждения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода тепла от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы. Большая часть отводимого тепла воспринимается системой охлаждения, меньшая – системой смазки и непосредственно окружающей средой.

В зависимости от рода используемого теплоносителя в автомобильных и тракторных двигателях применяют систему жидкостного или воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества используют воду и некоторые другие высококипящие жидкости, а в системе воздушного охлаждения – воздух.

Расчет водяного насоса.

Водяной насос служит для обеспечения непрерывной циркуляции воды в системе охлаждения. В автомобильных и тракторных двигателях наибольшее применение получили центробежные насосы с односторонним подводом жидкости.

Количество тепла, отводимого от двигателя водой (по данным теплового баланса): Qв = 52000 Дж/c;

Средняя теплоемкость воды: С ж = 4187 Дж/кг∙К;

Средняя плотность воды: ρ ж = 1000 кг/м 3 ;

Напор насоса: r ш = 98000 Па;

Коэффициент подачи насоса;

10 0 C - температурный перепад воды при принудительной циркуляции; h н = 0,8 механический КПД водяного насоса.

Циркуляционный расход воды в системе охлаждения:

Расчетная производительность насоса:

Мощность потребляемая водяным насосом:

Расчет радиатора

Расчет радиатора состоит в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи тепла от воды к окружающему воздуху.

Q в = Q возд = 52000 Дж/c – количество тепла, отводимого от двигателя и передаваемого от воды к охлажденному воздуху;

С возд = 1000 Дж/кг∙К – средняя теплоемкость воздуха;

Объемный расход воды: G ж = 0,00124 м 3 /с;

Средняя плотность воды: ρ ж = 1000 кг/м 3;

Температурный переход воздуха в решетке радиатора;

Температура воды перед входом в радиатор;

0 C- температурный перепад воды в радиаторе;

Т срвозд = 40 0 C средняя температура воздуха проходящего через радиатор;

К = 100 Вт/(м 2 ∙град) – коэфф. теплопередачи для радиаторов грузовых а/м.

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

Массовый расход воды, проходящей через радиатор:

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

Средняя температура воды радиаторе:

Поверхность охлаждения радиатора:

Расчет вентилятора

Вентилятор служит для создания направленного воздушного потока, обеспечивающего отвод тепла от радиатора. Массовый расход воздуха подаваемый вентилятором: G / возд = 2,6 кг/с; к.п.д. литого вентилятора: =0,6; t ср.возд. = 50 0 C; К = 100 коэффициент теплопередачи для радиаторов; Па – напор, создаваемый вентилятором.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

Производительность вентилятора:

, (181)

Фронтовая поверхность радиатора:

, (182)

где =20 м/с- скорость воздуха перед фронтом радматора без учёта скорости движения а/м (6÷24м/с).

Диаметр вентилятора:

. (183)

Окружная скорость вентилятора:

, (184)

где Ψ л =2,9 –безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей.

Число оборотов вентилятора:

N вент = (60∙U) / (∙D вент) = (60∙79)/(3,14∙0,39)=3870 об/мин. (185)

Мощность затрачиваемая на привод вентилятора:

1. А.И. Колчин, В.П. Демидов "Расчет автомобильных и тракторных двигателей", Машиностроение, 1971г.

2. Е.В. Михайловский "Устройство автомобиля", Машиностроение, 1987г.

3. Руководство по эксплуатации автомобилей семейства ГАЗель и его модификации М.,2002г.

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.