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 (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали .

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ .

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов .

Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 .

ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя .

Номинальная мощность КВт.	Число цилиндров	Расположение цилиндров .	Тип двигателя .	Частота вращения К.В.	Степень сжатия .	Коэффициент избытка воздух
90	6	Рядное .	Карбюратор.	5400	8,.2	0,95

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .

При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя .

ТОПЛИВО :

Степень сжатия e = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 81ё 90 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . Например в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где От - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать : С+Н+От = 1 кг .

ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА:

Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода Оо , которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления , называется теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива :

кг.

кмоль.

Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кг. топлива при a =0,9 : a lo = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; a Lo = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива m т = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси :

М1 = 1/ m т + a Lo = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль.

При неполном сгорании топлива ( a < 1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО2) , водяного пара (Н2О) , свободного водорода (Н2) , и азота (N2) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).:

Мсо = 2*0,21*[(1-a )/(1+K)]*Lo = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.

МСО2 = С/12- Мсо = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.

МН2 = К* Мсо = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.

МН2О = Н/2 - МН2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.

МN2 = 0,792*a Lo = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль.

Суммарное количество продуктов сгорания :

М2 = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль.

Проверка : М2 = С/12+Н/2+0,792*a Lo = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 .

Давление и температура окружающей среды : Pk=Po=0.1 (МПа) и Tk=To= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда D Т = 20о С . Температура остаточных газов : Тr = 1030o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : PrN = 1.16*Po = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) .

, где

РrN - давление остаточных газов на номинальном режиме , nN - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим :

Рr=Р0Ч ( 1,035+ АрЧ 10-8 Ч n2)= 0,1Ч (1,035+0,42867Ч 10-8Ч 54002) = 0,1Ч (1,035+0,125)=0,116 (Мпа)

ПРОЦЕСС ВПУСКА .

Температура подогрева свежего заряда D Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается D ТN =10о С .

Тогда :

D Т = Ат Ч (110-0,0125Ч n) = 0,23533Ч (110-0,0125Ч 5400)= 10о С .

Плотность заряда на впуске будет : ,

где Р0 =0,1 (Мпа) ; Т0 = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.) Ю r 0 = ( 0,1*106)/(287*293) = 1,189 (кг/м3).

Потери давления на впуске D Ра , в соответствии со скоростным режимом двигателя

(примем (b 2+x вп)= 3,5 , где b - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , x вп - коэффициент впускной системы ) ,

D Ра = (b 2+x вп)* Аn2*n2*(r k /2*10-6) , где Аn = w вп/ nN , где w вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (w вп = 95 м/с) , отсюда Аn= 95/5400 = 0,0176 . : r k = r 0 = 1,189 ( кг/м3) .Ю D Ра = (3,5Ч 0,1762Ч 54002Ч 1,189Ч 10-6)/2 = (3,5Ч 0,0003094Ч 29160000Ч 1,189Ч 10-6) = 0,0107 (Мпа).

Тогда давление в конце впуска составит : Ра = Р0 - D Ра = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).

Коэффициент остаточных газов :

, при Тк=293 К ; D Т = 10 С ; Рr = 0,116 (Мпа) ; Тr = 1000 K ;

Pa= 0.0893 (Мпа);e = 8,2 , получим : g r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.

Коэффициент наполнения : (К).

ПРОЦЕСС СЖАТИЯ.

Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия:

Рс = Ра Ч e n = 0.0893Ч 8.21.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Тс = ТаЧ e (n-1) = 340,6Ч 8,20,37 = 741,918@ 742 (К).

Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mcv’ = 20,16+1,74Ч 10-3Ч Тс = 20,16+1,74Ч 10-3Ч 742 = 21,45 (Кдж/кмольЧ град.)

Число молей остаточных газов : Мr = a Ч g rЧ L0 = 0,95Ч 0,057Ч 0,516=0,0279 (кмоль).

Число молей газов в конце сжатия до сгорания: Мс= М1+Мr = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)

ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ .

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( a < 1) : mcв’’ = (18,4+2,6Ч a )+(15,5+13,8Ч a )Ч 10-4Ч Тz= 20,87+28,61Ч 10-4Ч Тz = 20,87+0,00286Ч Тz (Кдж/кмольЧ К).

Определим количество молей газов после сгорания : Мz = M2+Mr = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле : b = Мz / Mc = 0,5397/0,5 = 1,08 .

Примем коэффициент использования теплоты x z = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. : Q = x zЧ (Hu-D QH) , где Hu - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., D QH =119950Ч (1-a )Ч L0 - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания :

D QH = 119950Ч (1-0,95) Ч 0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда Q = 0,8Ч (42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (a < 1) :

, тогда получим :

1,08(20,87+0,00286*Тz)*Tz = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742

22,4Тz +0,003Тz2 = 86622 Ю 22,4 Тz +0,003 Тz2 - 86622 = 0

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Рz = Pc*b *Tz /Tc = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Рzд = 0,85*Рz = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления : l = Рz / Рс = 6,524/1,595 = 4,09

ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ .

С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n2 = 1,25

Давление и температура в конце процесса расширения :

6,524/13,876=0,4701(МПа).2810/1,7=1653 К

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :

1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит :

D = 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия D < 1,7 .

ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА .

Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле :

=1,163 (МПа) . Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным j и = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим : рi = 0,96* рi’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) .

Индикаторный К.П.Д. : h i = pi l0 a / (QH r 0 h v ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Qн = 42,7 МДж/кг.

Индикаторный удельный расход топлива : gi = 3600/ (QH h i ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.

Эффективные показатели двигателя .

При средней скорости поршня Сm = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Рм = А+В* Сm , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,75< 1 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Рм = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа.

Рассчитаем среднее эффективное давление : ре = рi - pм = 1,116-0,209= 0,907 МПа.

Механический К.П.Д. составит : h м = ре / рi = 0,907/ 1,116 = 0 ,812

Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива :

h е= h i h м = 0,388*0,812 = 0,315 ; ge = 3600/(QH h е) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя : Vл = 30Ч t Nе / (ре n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.

Рабочий объем цилиндра : Vh = Vл / i = 2,205 / 6 = 0,368 л.

Диаметр цилиндра : D = 2Ч 103Ч Ц Vh(p S) = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*103*0,0395 = 79,05 мм.@ 80 мм.

Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : Vл = p D2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.

Площадь поршня : Fп = p D2 / 4 = 20096/4 = 5024 мм2 = 50,24 (см2).

Эффективная мощность двигателя : Nе = ре Vл n / 30t = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).

Эффективный крутящий момент : Ме = (3*104 / p )(Ne /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (нЧ м)

Часовой расход топлива : Gт = Ne Ч ge Ч 10-3 = 92,24Ч 268Ч 10-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .

Удельная поршневая мощность : Nn = 4Ч Ne /iЧ p Ч D2 = (4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6

ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ .

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при Ne=92,24 кВт. И n=5400 об/мин.

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

Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания :

АВ = S/Ms = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / (e -1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм.

Максимальная высота диаграммы точка Z : рz / Mp = 6,524/0,05 = 130,48 мм.

Ординаты характерных точек :

ра / Мр = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; рс / Мр = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; рв / Мр = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : рr / Мр = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р0 / Мр = 0,1/0,05 = 2 мм.

 

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом :

Политропа сжатия : Рх = Ра (Vа Vх )n1 . Отсюда Рх / Мр = (Ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1 мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n1 = 1,377 .

ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия :

ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .:

Рх / Мр = Рв (Vв /Vх)n2 , отсюда Рх / Мр = (рв/Мр)(ОВ/ОХ)n2 , где ОВ= 85,4 ; n2 =1.25

Рис.1. Индикаторная диаграмма.

 

 

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .

Кинематика кривошипно-шатунного механизма .

Sn = (R+a )- ( R cos.a +a cos.b )= R[(1+1/l )-( cos.b +1/l cos.b )] , где l =R / a , тогда Sn = R[(1+ l /4)-( cos.a + l /4 cos.2a )] , если a =180о то Sn=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+l /4)-(-1+l /4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R Ю R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м.

l =R/Lш Ю Lш = R/l = 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. l = 0,25

Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа :

Vп = dSn/dt = Rw ( sina + l /2sin2a ) , jn = d2Sn/dt = Rw 2(cosa + l cos2a ) ,

Угловую скорость найдем по формуле : w = p n/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с .

ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения :

1- ( sina + l /2sin2a ) ; 2- (cosa + l cos2a )

Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5.

ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с)

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89

ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
jп	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
jп	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872

Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .

Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа .

ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ.

Отрезок ОО1 составит : ОО1= Rl /2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС :

АС = mj w 2 R(1+l ) = 0,5 Рz = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Рх = 3,262/0,05 = 65,24 мм.

Отсюда можно выразить массу движущихся частей :

Рассчитаем отрезки BD и EF :

BD = - mj w 2 R(1-l ) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .

EF = -3 mj w 2 Rl = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ). Ю BD= EF

 

Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

Силы инерции рассчитаем по формуле : Рj = - mj w 2 R(cosa + l cos2a )

ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Рj	-3,25	-2.58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Pj	-3,25	-2,58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58

Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра :

Определение движущей силы , где Р0 = 0,1 МПа , Рдв = Рr +Pj - P0 , где Рr - сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы :

N= Рдв*tgb ; Z = Рдв * cos(a +b )/cosb ; T = Рдв * sin(a +b )/cosb

ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы .

По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .

 

Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.

 

Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа

ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА .

Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , называется набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре .

Суммарный набегающий крутящий момент будет : е Мкр = е (е Тi) Fп R , где Fп - площадь поршня : Fп = 0,005 м2 , ; R= 0,0375 м . - радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе : 1-4-2-6-3-5 .

Формула перевода крутящего момента : Мкр =98100* Fп R

Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа.

Определим средний крутящий момент : Мкр.ср = ( Мmax + Mmin)/2

Мкр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 нЧ м .

 

5. ВЫВОДЫ.

В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик.

Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов.

Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки .

 

6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.

1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980г.;

2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.: Машиностроение, 1967г.;

3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: “Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей” . Заполярный, 1997г..