Курсова робота
З дисципліни «Автомобільні двигуни»
На тему «Проект вихрокамерного 4-циліндрового дизельного двигуна для легкового автомобіля»
Зміст
1. Вступ
Перелік умовних позначень
2. ПЕРШИЙ ЕТАП. ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК
Параметри робочого тіла
2.1.1 Кількість горючої суміші М1, кмоль. гор. суміші/кг палива
2.1.2 Кількість окремих компонентів продуктів згоряння при обраному α
Загальна кількість продуктів згоряння, кмоль пр. зг. /кг палива
Параметри навколишнього середовища і залишкові гази
2.3 Процес наповнення (впуску)
2.4 Процес стиску
2.5 Процес згоряння
2.6 Процес розширення і випуску
Індикаторні параметри робочого циклу
2.8 Ефективні показники двигуна
Визначення основних розмірів двигуна
2.10 Побудова індикаторної діаграми двигуна
3. Тепловий баланс
3.1 Загальна кількість теплоти, введеної в двигун із паливом, Дж/с
Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с, Дж/с
Теплота, передана охолодженому середовищу, Дж/с
3.4 Теплота, віднесена до відпрацьованих газів, Дж/с
3.5 Невраховані втрати теплоти, Дж/с
4. Розрахунок та побудова зовнішньої швидкістної характеристики двигуна
5. Порівняння основних показників проектованого двигуна і прототипу
6. ДРУГИЙ ЕТАП. ДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ДВИГУНА
6.1 Сили тиску газів
6.2 Приведення мас частин кривошипно-шатуного механізму
6.3 Сили інерції
6.4 Сумарні сили
6.5 Крутний момент одного циліндра
7. ТРЕТІЙ ЕТАП. РОЗРОБКА ТА КОНСТРУЮВАННЯ ДЕТАЛЕЙ ДВИГУНА
ЧЕТВЕРТИЙ ЕТАП. РОЗРАХУНОК СИСТЕМ ДВИГУНА
Вступ
Однією з приоритетних галузей інтенсивного розвитку країни є автомобільна промисловість. Інтенсивний розвиток автомобільної промисловості стимулює активізацію багатьох інших галузей.
Найголовнішою частиною сучасного авто є силовий агрегат. У більшості випадків це двигун внутрішнього згорання (ДВЗ). Двигун – це енергосилова мамашина, яка перетворює будь-який вид енергії в механічну роботу. Для руху авто необхідний двигун – джерело механічної енергії. Більшість сучасних автомобілів мають поршневі (теплові) двигуни (дизельні або бензинові).
Початок розвитку ДВЗ відноситься до 60-х років минулого століття. К кінцю 19 століття, коли була організована промислова переробка нафти, ДВЗ, працюючи на рідинному паливі, знайшли широке розповсюдження. В Росії перший бензиновий двигун було зроблено в 1889р. В 1899р. в Петербурзі розробили перший в світі двигун з запалюванням від стиску (дизель).
В області розвитку та оновлення автомобільних двигунів головними задачами є розширення використання дизелів, зниження паливної економічності та удільної маси двигунів, вартість їхнього випуску та експлуатації. На принципово новий рівень ставиться боротьба с токсичними вибросами двигунів в атмосферу, а також задачі по зниженню шума та вібрації в процесі іх експлуатації.
Перелік умовних позначень
D – діаметр циліндра
S – хід поршня
R – радіус кривошипа
L – довжина шатуна
і – число циліндрів
ε – ступінь стиску
α – коефіцієнт надлишку повітря
λ – ступінь підвищення тиску
Ра – тиск наприкінці впуску
Рс – тиск наприкінці стиску
Рz – тиск газів наприкінці згорання
Рb – тиск наприкінці розширення
Рr – тиск залишкових газів
Ре – середній ефективний тиск
Vл – літраж
Vh – робочий обсяг одного циліндра
Vc – обсяг камери сгорання
Va – повний обсяг циліндра
Nemax – максимальна потужність
n – частота обертання колінчатого вала
Memax – максимальний крутний момент
Nл – літрова потужність
gе – ефективна питома витрата палива
ηv – коефіцієнт наповнення
ηі – індикаторний ККД
ηм – механічний ККД
ηе – ефективний ККД
Перший етап. Тепловий розрахунок
Таблиця 1
Паливо
Вміст масових часток
вуглецю, водню та
Кисню в 1кг палива
Молекулярна маса палива,
mn кг/кмоль
Нижча теплота згорання
Нn , МДж/кг
Параметри робочого тіла
Теоретично необхідна кількість повітря для згорання 1 кг палива
у кмоль повітря на 1кг палива
L0 = 1/0,21 * [gc/12 + gн/4 – gо/32] = 1/0,21*[0,87/12 + 0,126/4 – 0,004/32] = 4,761904 * [0,075 + 0,0315 – 0,000125] = 4,761904 * 0,10275 = 0,495 кмоль повітря / кг палива;
Процес наповнення (впуску)
Щільність заряду на впуску, кг/м3
ρ0=р0*106/(В*Т0),де
В=287 Дж/(кг*К)- питома газова постійна повітря.
ρ0=0,1*106/(287*288)=1,21 кг/м3
Витрати тиску на впуску: ΔРа = (0,03....0,18) Р0 = 0,08 * 0,1 = 0,008 МПа
Тиск в кінці пуска у точці “а”: Ра = Р0 – ΔРа = 0,1 – 0,008 = 0,092 МПа
Коефіцієнт залишкових газів в кінці впуску в точці “r”:
γr = [(Т0 + ΔТа)/Тr] * [Рr/((ε * Ра) – Р r)] = [(288 + 20)/800] * [0,115/((23 * 0,092) – 0,115)] = 0,022
Температура у кінці процесу пуска в точці “а”
Та = (Т0 + ΔТа + γr * Тr)/(1 + γr)=(288 + 20 + 0,022 * 800)/(1 + 0,022) =318,63 К
Коєфіцієнт наповнення
ηv = [Т0 * (φдоз * ε * Ра]/[(Т0 + ΔТа) * (ε – 1) * Р0] = 288 * [ (1,05 * 23 * 0,092 – 0,115)]/[(288 + 20) * (23 – 1) * 0,1] = 0,852
К1 = 1,375 – приймаємо по номограмі
n 1 = К1 – 0,022 = 1,372 – 0,022 = 1,35
Процес стиску
Тиск наприкінці стискання у точці “с”
Рс = Ра * εn1 = 0,092 * 231,35 = 0,092 * 68,918 = 6,352 МПа
Тс = Та * εn1-1 = 318,63 * 231,35-1 = 954,76 К
Середня мольна теплоємкість горючої суміші наприкінці процеса стискання точці “с”
μС ́vm = μСvm = 20,6 + 0,002638 * t˚с = 20,6 * 0,00263 * 681,76 = 36,937 кДж/(кмоль*град).
Тс = tc + 273 → tc = Тс – 273 = 954,76 – 273 = 681,76 К
Коефіцієнт використання теплоти ξz на ділянці сгорання с – z: ξz = 0,85
Процес згоряння
Коефіцієнт молекулярної зміни горючої суміші:
µ0 = М2/М1 = 0,675/0,643 = 1,05
Коефіцієнт молекулярної зміни робочої суміші:
µ = (µ0 + γr)/(1 + γr) = (1,05 + 0,022)/(1 + 0,022) = 1,072/1,022 =1,048
Кількість теплоти, втраченої внаслідок неповного згоряння палива,кДж/кг:
;
Середня молна телоємкість продуктів сгоряння,(кДж/моль·град):
Коефіціент використання теплоти 
;
Ступінь підвищення тиску 
;
Температура наприкинці видимого процесу згоряння визначаємо:
Tz=2086,741,К
Максимальний тиск газів у циліндрі наприкінці згоряння, Мпа
Рz = λ * Рс = 1,5 * 6,35 = 9,527 Мпа
Процес розширення і випуску
Вибираємо показник політропи розширення n 2 по номограмі
Ступінь попереднього розширення на ділянці z-c:
ρzc =(μ * Тz)/ (λ * Тс) = (1,048 * 2086,741)/(1,5 * 954,76) = 1,527
Ефективні показники двигуна
Середній тиск механічних втрат, МПа
Рм = 0,089 * 0,0135 * Vп.ср. = 0,089 + 0,0135 * 13,057 = 0,224 МПа
Середня швидкість поршня
Vп.ср. = (S * n)/30 = (0,0784 * 5000)/30 = 13,057 м/с
Середній ефективний тиск, МПа
Ре = Рі – Рм = 1,01 – 0,224 = 0,786 МПа
Механічний ККД
ηм = Ре/ Рі = 0,786/1,01 = 0,778
Ефективний ККД
ηе = ηм * ηі = 0,778 * 0,433 = 0,337
Ефективна витрата палива, г/(кВт * ч)
gе = 3600/(Ни * ηе) = 3600/(42,5 * 0,337) = 251,28
Літраж двигуна, л
Vл = ΣVh = (30*τ*Nе)/(Ре*n) = (30 * 4 * 40,5)/(0,77 * 5000) = 1,237 л.
Хід поршня, мм
S = S/D * D = 1,105 * 70,9= 78,343 мм.
Отриманні значення округляємо до найближчих цілих значеннь:
D = 71 мм; S = 78 мм.
На основі отриманих S і D вироховуємо основні параметри та показники двигуна:
Літраж, л
Vл = (π * D² * S * і)/4 * 10⁶= (3,14 * 71² * 78 * 4)/ 4 * 10⁶= 1,235 л.
Ефективна максимальна потужність, кВт
Nе = (Ре * Vh * n * і)/30τ = (0,77 * 0,309 * 5000 * 4)/30 * 4 = 39,655 кВт.
Витрати палива, кг/год
Gп = gе*Nе = 251,28* 39,655/1000 = 9,965 кг/год.
Середня швидкість поршня, м/с
Vп.ср. = (S * n)/30 * 103 = (78 * 5000)/30000 = 13 м/с.
Тепловий баланс
Сили тиску газів
Сили тиску газів, які діють на площу поршня, для спрощення динамічного розрахунку змінюють однією силою, яка направленя по осі циліндра та прикладеної по осі поршневого пальця. Її визначають для кожного моменту дії (кута φ) по індикаторній діпграмі, побудованій на основі теплового розрахунку.
Перебудова індикаторної діаграми у розгорнуту по куту обертання здійснюють по методу Брікса. Для цього під індикаторною діаграмою будують допоміжне напівколо радіуса R = S/2 = 58/2 = 29 мм. Від центра кола у бік НМТ відкладають поправку Брікса. На півколо поділяють променями із центру на частини (через 30˚), а з точки О̀ проводять лінії, паралельні цим променям. Отримані точки на півколі, перенесені по вертикалях на індикаторну діаграму, відповідають дійсним положенням поршня для визначених кутів повороту кривошипа φ. Масштаби розгорнутої індикаторної діаграми сил Мр = МРF = 0,083 * 0,008 = 0,00066 МН/мм = 0,66кН/мм; кут повороту кривошипа Мφ = 3,3 град/мм або Мφ = 0,058 рад/мм.
Сили інерції
Графічним шляхом за методом дотичних напружень визначаємо сили інерції від зворотно-поступальних мас у залежності від переміщення поршня. Для цього з точки А у масштабі сил відкладаємо униз, Н:
Рjmax = – mj * R * ω²(1 + λ) = – 0,5808 * 0,04 * 455,3² * (1 + 0,25) = 6094,9;
а з точки В уверх, Н:
Рjmin = mj * R * ω²(1 – λ) = 0,5808 * 0,04 * 455,3² * (1 – 0,25) = 3611,9
Отримані точки з’єднуємо, з точки Е перетинання цієї прямої з відрізком АВ відкладаємо уверх розмір 3 mj Rω²λ = 3 * 0,5808 * 0,04 * 455,3² * 0,25 = 3611,9 Н.
Таким чином після необхідних креслень ми отримаємо діаграму Рj = f(Sn).
Діаграму сил інерції розвертають по куту повороту кривошипа за методом Брікса, одержуючи Рj = f(φ).
Сумарні сили
Початковою силою, що обумовлює динамічне навантаження на кривошипний механізм, є сумарна сила Р, чинна по осі циліндра і рівна алгебраїчній сумі сил, Н: Р = РГ + Рі.
Побудова кривої зміни сумарної сили Р від кута повороту кривошипа проводиться графічним підсумовавунням ординат кривих Рr = f(φ) і Рj = f(φ). Аналітичне визначення сил, що діють у кривошипно-шатунному механізмі, проводяться по формулах, Н:
Сила, що діє уздовж шатуна S = Р/(1/cosβ)
Нормальна сила N = Рtg β
Сила, що діє по радіусу кривошипа К = Р[cos (φ + β)/cosβ]
Тангенціальна сила Т = Р[sin(φ + β)/cosβ]
Значення цих сил у ньютонах в залежності від кута повороту кривошипа зведені у Таблиці 5, кН:
| Кут повороту | N | S | T | K |
| 0 | 0,00 | -26,30 | -26,30 | 0,00 |
| 30 | -2,62 | -20,96 | -16,71 | -12,67 |
| 60 | -1,68 | -7,84 | -2,37 | -7,47 |
| 90 | 1,31 | 5,26 | -1,31 | 5,10 |
| 120 | 2,87 | 13,34 | -9,00 | 9,85 |
| 150 | 1,92 | 15,39 | -14,18 | 5,97 |
| 180 | 0,00 | 15,59 | -15,59 | 0,00 |
| 210 | -1,92 | 15,39 | -14,18 | -5,97 |
| 240 | -2,92 | 13,57 | -9,16 | -10,02 |
| 270 | -1,48 | 5,98 | -1,48 | -5,80 |
| 300 | 1,19 | -5,52 | -1,66 | 5,26 |
| 330 | 1,28 | -10,26 | -8,18 | 6,20 |
| 360 | 0,00 | 20,66 | 20,66 | 0,00 |
| 370 | 1,96 | 45,68 | 9,86 | 44,58 |
| 390 | 1,16 | 9,30 | 7,42 | 5,26 |
| 420 | 0,28 | 1,29 | 0,39 | 1,23 |
| 450 | 2,38 | 9,61 | -2,38 | 9,32 |
| 480 | 3,45 | 16,07 | -10,85 | 11,87 |
| 510 | 2,10 | 16,82 | -15,50 | 6,53 |
| 540 | 0,00 | 16,56 | -16,56 | 0,00 |
| 570 | -2,01 | 16,09 | -14,83 | -6,24 |
| 600 | -2,94 | 13,68 | -9,23 | -10,10 |
| 630 | -1,39 | 5,61 | -1,39 | -5,43 |
| 660 | 1,61 | -7,50 | -2,26 | 7,15 |
| 690 | 2,58 | -20,62 | -16,45 | 12,47 |
| 720 | 0,00 | -26,15 | -26,15 | 0,00 |
Графічно виконую визначення значення і знака тангенціальних сил.
Рисунок 1. Схема поршня
Напруження стиску у перерізі х – х
Площа перерізу х – х:
Fх – х = (π/4) * (d²к – d²і) – n’м * F´ = [(3,14/4) * (65,4² – 51,4²) – 6 * 21] * 10= = [0,785 * 1635,2 – 126] * 10⁶= 0,001157 м²
де
dк = D – 2 * (t + Δt) = 75 – 2 * (4 + 0,8) = 75 – 9,6 = 65,4 мм;
dі = D – 2 * (s + t + Δt) = 80 – 2 * (7 + 4 + 0,8) = 75 – 23,6 = 51,4 мм;
F´ = dм * (dк – dі)/2 = 1,5 * (65,4 – 51,4)/2 = 1,5 * 14 = 21 мм.
Максимальна стискуюча сила, МН:
Рzmax = Рz * Fп = 10,332 * 0,008 = 0,08266
Напруження стиску, МПа
σст = Рzmax/ Fх – х = 0,08266/0,0012 = 68,8
Напруження розриву у перерізі х – х:
Максимальна кутова швидкість холостого ходу, рад/с:
ωх – хmax = π nх – хmax/30 = (3,14 * 4350)/30 = 455,3
Маса головки поршня з кільцями, розташованими вище перерізу х – х, кг:
mх – х = 0,6 * mп = 0,6 * 1,2 = 0,72
Максимальна сила, що розриває, МН:
Рj = mх – х * R * ω²х – хmax * (1 + λ) = [0,72 * 0,04 * 455,3² * (1 + 0,25)] * 10= 0,074
Напруження розриву, МПа:
σР= Рj / Fх – х = 0,074/0,001208 = 4,5
Напруження у верхній кільцевій перемичці:
зрізу, МПа
τ = 0,0314 * Рz * D/hп = 0,0314 * 10,332 * 75/4 = 6,08
згинання, МПа
σсг = 0,0045 * Рz * (D/hп)² = 0,0045 * 10,332 * 75/4 = 0,87
складне, МПа
σΣ = √σ²сг + 4τ² = √ 18,6² + 4 * 6,4² = √345,96 + 163,84 = 22,5
Питомий тиск поршня на стінку циліндра, МПа:
q1 = Nmax/ (hю*D) = 0,00345/(0,057*0,075) = 0,81
q2 = Nmax/ (Н*D) = 0,00345/(0,1156 *0,075) = 0,39
Діаметри головки та юбки поршня, мм:
DГ = D – ΔГ = D – 0,006*D = 75 – 0,45 = 74,55
DЮ = D – ΔГ = D – 0,002*D = 75 – 0,15 = 74,85
Діаметральні зазори у гарячому стані, мм
ΔГ = D*[1+αЦ * (ТЦ – ТО)] – DГ*[1+αП * (ТГ – ТО)] = 75*[1+22*10⁶ * (388 – 293)] – 74,85 *[1+22*(10⁶)* (553 – 293)] = 75,26665 – 75,07425 = 0,1924
ΔЮ = D*[1+αЦ * (ТЦ – ТО)] – DЮ*[1+αП * (ТЮ – ТО)] = 75*[1+(11*10) * (388 – 293)] – 74,85 *[1+(11*(10⁶)) * (450 – 293)] = 75,0851 – 74,9793 = 0,1058
де αЦ = αП = 22*10⁶ 1/К коефіцієнти лінійного розширення матеріалів поршня та циліндра;
ТЦ = 338, ТГ = 553, ТЮ = 450 К віддповідно температури стінок циліндра, головки та юбки поршня в робочому стані прийняті з урахуванням рідинного охолоджен-ня двигуна.
Розрахунок поршневого пальця
Під час роботи двигуна поршневий палець попадає під дію змінних навантажень, що приводять до виникнення напружень згинання, зсуву, зминання та овалізації.
Розрахунок поршневого пальця включає визначення питомих тисків пальця на втулку верхньої головки шатуна та на бобишки, а також напруження від згинання, зрізута овалізації.
Відносно існуючим відношенням приймаємо:
Зовнішній диаметр пальця dп = 35мм (dп/ D);
Внутрішній діаметр пальця dв = 21 мм (dв/ D;
Довжину пальця lп = 86 мм (lп/ D);
Довжину втулки шатуна lш = 46 мм (lш/ D);
Відстань між торцями бобишек b = 40 мм (b / D);
Матеріал поршневого пальця – сталь 12ХН3А, Е = 2,2*10⁵
Палець плавуючого типу.
Розрахункова сила, що діє на поршневий палець:
газова, МПа
Рzmax = Рzmax * Fп = 10,332 * 0,008 = 0,08266
Інерційна, МПа
Рj = – mп * R * ω² * (1 + λ) = [– 0,824 * 0,04 * 314² * (1 + 0,25)] * 10⁶ = 0,0041
де ω = π * nN/30 = (3,14 * 3000)/30 = 314 с
розрахункова
Р = Рzmax – к * Рj = 21 – 0,72 * 0,0041 = 0,08266 – 0,0029 = 0,07976 МПа
Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна, МПа
qш = Р/(dп * lш) = 0,07976/(0,035 * 0,046) = 0,08266 / 0,000161 = 513,4
Питомий тиск пальця на бобишки, МПа
qб = Р/[ dп * (lп – b)] = 0,07976 /[ 0,035 * (0,086 – 0,04)] = 0,08266 /0,00161 =51,34
Напруження згинання в середньому перерізі пальця, МПа
σсг = [Р * (lп + 2b – 1,5 * lш)]/[1,2 * (1 – α⁴) * d³п] = [0,08266 *(0,086 + 2 * 0,04 – 1,5 * 0,046)]/ [1,2 * (1 – 0,6⁴) * 0,035³] = 138,24
де α = dв/dп = 21/36 = 0,6
Дотичні напруження зрізу в перерізах між бобишками і головкою шатуна, МПа
τ = [0,85 * Р * (1 + α + α²)]/[(1 – α⁴) * d²п] = [0,85 * 0,07976 * (1 + 0,6 + 0,6²)]/[(1 – 0,6⁴) 0,035² ] = 99,55
Найбільше збільшення горизонтального діаметру пальця при овалізації, мм
Δ dп max = [(1,35 * Р)/(Е * lп)] * [(1 + α)/(1 – α)]³ * [0,1 – (α – 0,4)³] = [(1,35 * 0,07976)/(2,2 * 10⁵ * 0,086)] * [(1 + 0,6)/(1 – 0,6)]³ * [0,1 – (0,6 – 0,4)³] = 0,024
Напруження овалізації на зовнішній поверхні пальця:
В горизонтальній площині (точки 1, Ψ = 0˚), МПа
σα 0˚ =(15 * Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + α)(1 + α)/( 1 – α)²} – 1/ 1 – α)]* [0,1*(α –0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 – 0,6)²} – 1/ 1 – 0,6)]* * [0,1*(0,6 – 0,4)³] = 72,89
В вертикальній площині (точки 3, Ψ = 90˚), МПа
σα 90˚ =(15*Р)/(lп*dп) * [0,174 * {(2+α)(1 + α)/(1–α)² * α} + 0,636/(1–α)]*[0,1 – (α – 0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035²) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1–0,6)² * 0,6} + 0,636 / (1 –0,6)]*[0,1 – (0,6 – 0,4)³] = – 184,98
Напруження овалізації на внутрішній поверхні пальця:
В горизонтальній площині (точки 2, Ψ = 0˚), МПа
σі 0˚ =(15 * Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + α)(1 + α)/( 1 – α)² * α} + 1/(1 – α)]* [0,1*(α –0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 – 0,6)² * 0,6} + + 1/ 1 – 0,6)] * [0,1*(0,6 – 0,4)³] = – 288,97
В вертикальній площині (точки 4, Ψ = 90˚), МПа
σі 90˚ =(15*Р)/(lп*dп) * [0,174 * {(2+α)(1 + α)/(1–α)² + 0,636/(1–α)]*[0,1 – (α –0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035²) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1–0,6)² –0,636 / (1–0,6)]*[0,1 – (0,6 – 0,4)³] = 145,14
Рисунок 2. Схема клапана
Проектування механізму газорозподілу починається з визначення прохідного перерізу сідла клапана Fкл
Fкл = Vпср * Fп/(ікл * ωвп) = 14,5 * 0,008/(1 * 105) = 11 см²
де Vпср = 14,5 м/с – середня швидкість поршня;
Fп = 0,008 м² - площа поршня;
ікл = 1 – число одноіменних клапанів;
ωвп =45 м/с – швидкість клапана у проходному перерізі клапана.
Враховуючи, що через горловину проходить стебло клапана, їїплощу звичайно приймають Fгор = (1,1-1,2)Fкл = 1,15 * 11 = 12,65 см²
Діаметр горловини обмежується можливість розташування клапанів у головці блока при заданому диаметрі
dгор = √4 * Fгор/ π = √4 * 12,65/3,14 = 4 см.
Максимальна висота підйому клапана при куті фаски клапана α = 45º
hкл = √4,93 * d²гор + 4,44 * Fкл/2,2 – dгор = √4,93 * 4² + 4,44 * 11/2,22 – 4 = 1,09 см.
Курсова робота
з дисципліни «Автомобільні двигуни»
Дата: 2019-07-24, просмотров: 204.
