МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ СЕВЕРО - ЗАПАДНЫЙ ЗАОЧНЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ КАФЕДРА АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ДИСЦИПЛИНЕ РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ И ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ г. ЗАПОЛЯРНЫЙ 1998 г. 1. ВведенИЕ
Стр.2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ Стр.3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.3.1 ПРОЦЕСС ВПУСКА Стр.3.2 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Стр.3.3 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Стр.3.4 ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ Стр.3.5 ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ.
Стр.3.6 ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ . Стр.3.7 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр.4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.4.1 КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА. Стр.4.2 ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр. 4.3 РАСЧЕТ РАДИАЛЬНОЙ
N , НОРМАЛЬНОЙ Z И ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ СИЛ ДЛЯ ОДНОГО ЦИЛИНДРА. Стр.4.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА. Стр.5. ВЫВОДЫ. Стр.6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. Стр.1. 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 . 2. 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 цилиндровРасположение цилиндров .Тип двигателя .Частота вращения К.В.Степень сжатия .Коэффициент избытка воздух906Карбюратор.54008 20,3. 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 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 октановое число 8190 . 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 СНОт 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 0,9 lo 0.914.957 13.461
кг Lo 0,9 0,516 0,464 . При молекулярной массе паров топлива т 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси М1 1 т Lo 11150,464 0,473 кмоль. При неполном сгорании топлива 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 К0,47 постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся
в продуктах сгорания. Мсо 20,211-1KLo 0,420,11,470,516 0,0147 кмоль. МСО2 С12- Мсо 0,85512-0,0147 0,0565 кмоль. МН2 К Мсо 0,470,0147 0,00692 кмоль. МН2О Н2 - МН2 0,1452-0,00692 0,06558 кмоль. МN2 0,792Lo 0,7920,90,516 0,368 кмоль. Суммарное количество продуктов сгорания М2 0,01470,05650,006920,065580,368 0,5117 кмоль. Проверка М2 С12Н20,792Lo 0,855120,14520,7920,90,516 0,5117 .
Давление и температура окружающей среды PkPo0.1 МПа и TkTo 293 К , а приращение температуры в процессе подогрева заряда Т 20о С . Температура остаточных газов Тr 1030o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле PrN 1.16Po 1,160,1 0,116 МПа где РrN - давление остаточных газов на номинальном режиме , nN - частота
вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 обмин. Отсюда получим РrР0 1,035 Ар10-8 n2 0,11,0350,4286710-854002 0,11,0350,1250,116 Мпа 3.1 ПРОЦЕСС ВПУСКА . Температура подогрева свежего заряда Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ТN 10о С . Тогда Т Ат 110-0,0125n 0,23533110-0,01255400 10о
С . Плотность заряда на впуске будет , где Р0 0,1 Мпа Т0 293 К В - удельная газовая постоянная равная 287 Дж.кгград. 0 0,1106287293 1,189 кгм3. Потери давления на впуске Ра , в соответствии со скоростным режимом двигателя примем 2вп 3,5 , где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , вп - коэффициент впускной системы ,
Ра 2вп Аn2n2k 210-6 , где Аn вп nN , где вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы вп 95 мс , отсюда Аn 955400 0,0176 . k 0 1,189 кгм3 . Ра 3,5 0,1762540021,18910-62 3,50,0003094291600001,18910-6 0,0107 Мпа. Тогда давление в конце впуска составит Ра Р0 - Ра 0,1- 0,0107 0,0893 Мпа. Коэффициент остаточных газов , при
Тк293 К Т 10 С Рr 0,116 Мпа Тr 1000 K Pa 0.0893 Мпа 8,2 , получим r 2931010000,1168,20,0893-0,116 0,057. Коэффициент наполнения К. 3.2 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ. Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n 1,37 . Давление в конце сжатия Рс Ра n 0.0893 8.21.37 1,595 Мпа. Температура в конце сжатия Тс Таn-1 340,68,20,37 741,918 742
К. Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия без учета влияния остаточных газов mcv 20,161,7410-3Тс 20,161,7410-3742 21,45 Кджкмольград. Число молей остаточных газов Мr rL0 0,950,0570,5160,0279 кмоль. Число молей газов в конце сжатия до сгорания Мс М1Мr 0,4730,0279 0,5кмоль 3.3 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ . Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при 1 mcв 18,42,615,513,810-4Тz 20,8728,6110-4Тz 20,870,00286Тz
КджкмольК. Определим количество молей газов после сгорания Мz M2Mr 0,51170,0279 0,5396 кмоля . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле Мz Mc 0,53970,5 1,08 . Примем коэффициент использования теплоты z 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. Q zHu-QH , где Hu - низшая теплотворная способность топлива равная 42700
Кджкг QH 1199501- L0 - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания QH 1199501-0,95 0,516 3095 Кджкг , отсюда Q 0,842700-3095 31684 Кджкг. Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя 1 , тогда получим 1,0820,870,00286ТzTz 366360,950,51610,05721,45742 22,4Тz 0,003Тz2 86622 22,4 Тz 0,003 Тz2 - 86622 0 Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое
Рz PcTz Tc 1,5951,082810742 6,524 Мпа . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания Рzд 0,85Рz 0,856,524 5,545 МПа . Степень повышения давления Рz Рс 6,5241,595 4,09 3.4 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 ,52413,8760,4701МПа.
1,71653 К Проверка ранее принятой температуры остаточных газов 1,6 1037 К . Погрешность составит 1001037-10301030 0,68 , эта температура удовлетворяет условия 1,7 . 3.5 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 и 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим рi 0,96 рi 0,961,163 1,116
МПа . Индикаторный К.П.Д. i pi l0 QH 0 v 1,116 14,9570,942,71,1890,763 0,388 , Qн 42,7 МДжкг. Индикаторный удельный расход топлива gi 3600 QH i 360042,70,388 217 гКВт ч. 3.6 Эффективные показатели двигателя . При средней скорости поршня Сm 15 мс при ходе поршня S 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n5400 обмин рассчитаем среднее давление механических
потерь Рм АВ Сm , где коэффициенты А и В определяются соотношением SD 0,751 , тогда А0,0395 , В 0,0113 , отсюда Рм 0,03950,011315 0,209 МПа. Рассчитаем среднее эффективное давление ре рi - pм 1,116-0,209 0,907 МПа. Механический К.П.Д. составит м ре рi 0,907 1,116 0 ,812 Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива е i м 0,3880,812 0,315 ge 3600QH е 360042,70,315 268
гКВт ч Основные параметры цилиндра и двигателя. 1. Литраж двигателя Vл 30 Nе ре n 304900,9075400 2,205 л. 2. Рабочий объем цилиндра Vh Vл i 2,205 6 0,368 л. 3. Диаметр цилиндра D 2103 VhS 21030,3683,14750,5 21030,0395 79,05 мм. 80 мм. 4. Окончательно приняв S 75 мм. и D 80мм. объем двигателя составит
Vл D2Si 4106 3,14640075640 2,26 л. 5. Площадь поршня Fп D2 4 200964 5024 мм2 50,24 см2. 6. Эффективная мощность двигателя Nе ре Vл n 30 0,9072,265400304 92,24 КВт 7. Эффективный крутящий момент Ме 3104 Ne n 300003,1492,245400 163,2 нм 8. Часовой расход топлива Gт Ne ge 10-3 92,2426810-3 92,2426810-324,72 . 9. Удельная поршневая мощность
Nn 4 Ne iD2 492,2463,148080 30,6 3.7 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ . Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при Ne92,24 кВт. И n5400 обмин. Масштабы диаграммы масштаб хода поршня 1 мм. масштаб давлений 0,05 МПа в мм. Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания АВ SMs 751,0 75 мм. ОА АВ -1 758,2-1 10,4 мм. Максимальная высота диаграммы точка
Z рz Mp 6,5240,05 130,48 мм. Ординаты характерных точек ра Мр 0,08930,05 1,786 мм. рс Мр 1,5950,05 31,9 мм. рв Мр 0,47010,05 9,402 мм. рr Мр 0,1160,05 2,32 мм. р0 Мр 0,10,05 2 мм. Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом 1. Политропа сжатия Рх Ра Vа Vх n1 . Отсюда Рх Мр РаМрОВОХn1 мм где
ОВ ОААВ 7510,4 85,4 мм. n1 1,377 . ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения . Рх Мр Рв Vв Vхn2 , отсюда Рх Мр рвМрОВОХn2 , где ОВ 85,4 n2 1.25 Рис.1. Индикаторная диаграмма. 4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ . Кинематика кривошипно-шатунного механизма .
Sn R- R cos.cos. R11- cos.1 cos где R , тогда Sn R1 4- cos. 4 cos.2 , если 180о то SnS - ходу поршня , тогда 75 R14 14 75 R1.06250.9375 75 2R R 752 37.5 мм.0,0375 м. RLш Lш R 37,50,25 150 мм.15 см. т.к. 0,25 Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа Vп dSndt R sin 2sin2 , jn d2Sndt
R2cos cos2 , Угловую скорость найдем по формуле n30 3,14540030 565,2 радс . ТАБЛИЦА 4 Числовые данные определяющие соотношения 1- sin 2sin2 2- cos cos2 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.мс Vп012,8920,6521,216,068,310-8,31-16,06-2 1,2-20,65-12,
Vп012,8920,6521,216,068,310-8,31-16,06-2 1,2-20,65-12,89 ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа . jп14974118724492-2995-7487-8877-8985-887 7-7487- jп14974118724492-2995-7487-8877-8985-887 7-7487-2995449211872 Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа . Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа .
4.2 ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Отрезок ОО1 составит ОО1 R2 0,253,752 0,47 см. Отрезок АС АС mj 2 R1 0,5 Рz 0,56,524 3,262 МПа Рх 3,2620,05 65,24 мм. Отсюда можно выразить массу движущихся частей Рассчитаем отрезки BD и EF BD - mj 2 R1 0,0002183194510,03751-0,25 -1,959
МПа . EF -3 mj 2 R -30,0002183194510,03750,25 -1,959 МПа . BD EF Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя. Силы инерции рассчитаем по формуле Рj - mj 2 Rcos cos2 ТАБЛИЦА 7. Силы инерции . Рj-3,25-2.58-0,980,651,6251,9271,951,927 1,6250,65-0,98-2, Pj-3,25-2,58-0,980,651,6251,9271,951,927 1,6250,65-0,98-2,58Расчет 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 Рдвtg Z Рдв coscos T Рдв sincos 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 4.4
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 Мкр 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 Mmin2 Мкр.ср 609,94162,22 386 н 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