Расчет систем и механизмов ДВС - Транспорт курсовая работа

Главная

Транспорт
Расчет систем и механизмов ДВС

Тепловой расчёт автомобильного двигателя. Определения пути, скорости и ускорения поршня. Динамический и кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма. Методика расчетного определения момента инерции маховика и крутильных колебаний коленчатого вала.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия (СибАДИ)»
Кафедра “Тепловые двигатели и автотракторное электрооборудование”
«Динамика двигателей внутреннего сгорания»
На тему: «Расчет систем и механизмов ДВС»
Современный надежный, долговечный и экономичный двигатель внутреннего сгорания не может быть создан без правильного кинематического и динамического расчетов, выполненных с учетом действительных величин и характера изменения сил, нагружающих детали кривошипношатунного механизма (КШМ).
Кинематика (греч. движение) - раздел механики, в котором изучаются геометрические свойства механического движения тел без учета действующих на них сил. Основной задачей кинематического расчета является определение положения звеньев, траекторий, скоростей и ускорений отдельных точек механизмов.
Динамика (греч. сильный) - раздел механики, в котором рассматриваются закономерности движения тел под действием приложенных к ним сил.
Динамика ДВС - раздел механики, в котором изучается движение деталей кривошипно-шатунного механизма под действием давления газа и сил инерции. Она исследует способы уменьшения нагрузок, возникающих при движении деталей КШМ; режимы их движения; уравновешивание инерционных сил; количество потребляемой энергии и КПД механизмов; способы обеспечения заданного движения деталей.
Надежность, долговечность и экономичность современных двигателей внутреннего сгорания зависит также от выбранной схемы кривошипношатунного механизма (КШМ), равномерности хода, уравновешенности, а также величины крутильных колебаний коленчатых валов. Для равномерного вращения коленчатого вала и снижения крутильных колебаний машины применяют маховик. Крутящий момент на валу двигателя изменяется по величине и направлению в зависимости от угла поворота вала двигателя. Маховик при избыточной работе крутящего момента, увеличивая скорость вращающихся масс, накапливает энергию, при недостатке работы - отдает. Таким образом, стабилизируется среднее значение крутящего момента на валу двигателя и обеспечивается равномерность хода.
Приведена методика расчетного и экспериментального определения момента инерции маховика и колена вала, дан пример расчета маховика. Величины моментов инерции маховика и колена необходимы для расчета коленчатого вала на крутильные колебания.
Особое значение в расчетах ДВС имеет практическое применение векторных диаграмм, которые позволяют определить величину и направление силы, действующей на шейку или подшипник коленчатого вала. На основе векторных диаграмм базируются расчеты основных размеров коленчатого вала, подшипников скольжения, строятся диаграммы износа шейки и подшипника.
На автомобилях установлены четырехцилиндровые четырехтактные карбюраторные двигатели различного объема цилиндров, с рядным расположением цилиндров и с распределительным валом, размещенным на головке цилиндров. Двигатель специально спроектирован для поперечного расположения на переднеприводном автомобиле. Поэтому его компоновка и основные размеры выбраны такими, чтобы он вместе с коробкой передач мог разместиться поперек между брызговиками передних колес.
Три унифицированных двигателя рабочим объемом 1100, 1300 и 1500 см3 образуются сочетанием трех различающихся по высоте и диаметру цилиндров блоков, двух головок цилиндров с различными по диаметру впускными каналами, а также двух поршней, отличающихся по диаметру (76 и 82), и двух коленчатых валов с радиусами кривошипов, соответствующих ходам поршня 60,6 и 71 мм.
В сборе с коробкой передач и сцеплением двигатель образует единый жесткий узел - силовой агрегат. Он установлен на автомобиле на трех эластичных опорах. Они воспринимают как массу силового агрегата, так и нагрузки, возникающие при трогании автомобиля с места, разгоне и торможении. Эластичные опоры поглощаю" вибрации работающего двигателя и не передают их на кузов, благодаря чему уменьшается шум в салоне автомобиля. С другой стороны, эластичные опоры защищают силовой агрегат от резких ударов при движении, автомобиля по неровностям дороги.
На автомобиле принята трехточечная схема крепления силового агрегата, состоящая из передней, задней и левой опор. Передняя и левая опоры имеют одинаковое устройство и состоят из наружной стальной обоймы и внутренней алюминиевой втулки, между которыми находится привулканизированная к ним резина.
Задняя опора крепится болтами снизу к днищу кузова. Она состоит из наружной стальной арматуры и внутренней алюминиевой втулки также разделенных резиной. Кронштейн задней подвески - стальной, кованый, крепится на коробке передач болтами, соединяющими картер сцепления с картером коробки передач.
Блок цилиндров. Все цилиндры двигателя объединены вместе с верхней частью картера в один общий узел - блок цилиндров, отлитый из специального высокопрочного чугуна. При такой компоновке обеспечивается прочность конструкции, жесткость, компактность и уменьшается масса двигателя. Протоки для охлаждающей жидкости сделаны по всей высоте блока цилиндров, что улучшает охлаждение поршней и поршневых колец и уменьшает деформации блока цилиндров от неравномерного нагрева.
Цилиндры блока по диаметру подразделяются на пять классов через 0,01 мм, обозначаемых буквами А, В, С, D, Е :
Класс цилиндра указан на нижней плоскости блока против каждого цилиндра. Цилиндр и сопрягающийся с ним поршень должны быть одного класса. При ремонте цилиндры могут быть расточены и отхонингованы под увеличенный диаметр поршней на 0,4 и 0,8 мм.
В нижней части блока цилиндров расположены пять опор коренных подшипников коленчатого вала с тонкостенными сталеалюминиевыми вкладышами. Верхние и нижние вкладыши среднего (3-го) коренного подшипника без канавки на внутренней поверхности. У остальных опор верхние вкладыши с канавкой на внутренней поверхности, а нижние - без канавки. До 1988 г. нижние вкладыши этих подшипников тоже были с канавками.
Подшипники имеют съемные крышки 2, которые крепятся к блоку цилиндров самоконтрящимися болтами. Отверстия под подшипники коленчатого вала в блоке цилиндров обрабатываются в сборе с крышками, что обеспечивает высокую точность, правильную геометрическую форму отверстий и их соосность. Поэтому крышки подшипников невзаимозаменяемы и для различия имеют на наружной поверхности риски.
В средней опоре имеются гнезда для установки упорных полуколец 12, удерживающих коленчатый вал от осевых перемещений. С задней стороны от средней опоры ставится металлокерамическое полукольцо (желтого цвета), а с передней стороны - сталеалюминевое.
Величина осевого зазора коленчатого вала должна быть 0,06-0,026 мм. Если зазор превышает максимально допустимый (0,35 мм), необходимо заменить полукольца ремонтными, увеличенными на 0,127 мм. Следует иметь в виду, что канавки, находящиеся на одной стороне полуколец, должны быть обращены к упорным поверхностям коленчатого вала.
Снизу блок цилиндров закрывается стальным штампованным картером 37. Картер имеет перегородку для успокоения масла. Между масляными картером и блоком цилиндров установлена прокладка из пробкорезиновой смеси.
К заднему торцу блока цилиндров крепится картер сцепления. Точное расположение картера относительно блока цилиндров и соосность коленчатого вала и первичного вала коробки передач обеспечивается двумя центрирующими втулками, запрессованными в блок цилиндров.
Головка цилиндров 27 общая для четырех цилиндров, отлита из алюминиевого сплава, имеет камеры сгорания клиновидной формы. В головку запрессованы направляющие втулки клапанов и седла, изготовленные из чугуна. Седла, предварительно охлажденные в жидком азоте, вставлены в гнезда нагретой головки цилиндров. Благодаря этому обеспечивается надежная и прочная посадка седел в головке.
Между головкой и блоком цилиндров установлена специальная безусадочная прокладка на металлическом каркасе. Головка центрируется на блоке цилиндров двумя втулками и крепится к нему десятью болтами.
Для равномерного обжатия всей поверхности прокладки головки блока, для обеспечения надежного уплотнения и исключения в последующем подтяжки болтов при техническом обслуживании автомобиля болты крепления головки цилиндров затягиваются равномерно без рывков в четыре приема и в строго определенной последовательности:
прием - затягивают болты моментом 2 кг-см;
прием - затягивают болты моментом 7,08-8,74 кг-см;
прием - снова доворачивают болты на 90°.
В верхней части головки цилиндров расположены пять опор под шейки распределительного вала 17. Опоры выполнены разъемными. Верхняя половина находится в корпусах подшипников 16 и 21 (переднем и заднем), а нижняя - в головке цилиндров. Установочные втулки корпусов подшипников распределительного вала размещены у шпилек крепления корпусов. Отверстия в опорах обрабатываются в сборе с корпусами подшипников, поэтому они невзаимозаменяемы, и головку цилиндров можно заменять только в сборе с корпусами подшипников.
На поверхности головки цилиндров, сопрягающиеся с корпусами подшипников, в зоне крайних опор распределительного вала наносят герметик типа КЛТ-75ТМ. Устанавливают корпуса подшипников и затягивают гайки их крепления в два приема:
1-й прием - предварительно затягивают гайки в последовательности, указанной на листе 7, до прилегания поверхностей корпусов подшипников к головке цилиндров, следя за тем, чтобы установочные втулки корпусов свободно вошли в свои гнезда;
2-й прием - окончательно затягивают гайки моментом 2,2 кг/см в той же последовательности.
Фазы газораспределения. За один рабочий цикл в цилиндре двигателя происходит четыре такта - впуск горючей смеси, сжатие, рабочий ход и выпуск отработавших газов. Эти такты осуществляются за два оборота коленчатого вала, т.е. каждый такт происходит за полоборота (180°) коленчатого вала.
Впускной клапан начинает открываться с опережением, т.е. до подхода поршня к верхней мертвой точке (ВМТ) на расстояние, соответствующее 33° поворота коленчатого вала до ВМТ. Это необходимо для того, чтобы клапан был полностью открытым, когда поршень пойдет вниз, и через полностью открытое впускное отверстие поступило по возможности больше свежей горючей смеси.
Впускной клапан закрывается с запаздыванием, т.е. после прохождения поршнями нижней мертвой точки (НМТ) на расстоянии, соответствующем 79' поворота коленчатого вала после НМТ. Вследствие инерционного напора струи всасываемой горючей смеси она продолжает поступать в цилиндр, когда поршень уже начал движение вверх, и тем самым обеспечивается лучшее наполнение цилиндра. Таким образом, впуск практически происходит за время поворота коленчатого вала на 292'.
Выпускной клапан начинает открываться еще до полного окончания рабочего хода, до подхода поршня к НМТ на расстояние, соответствующее 47" поворота коленчатого вала до НМТ. В этот момент давление в цилиндре еще довольно велико, и газы начинают интенсивно истекать из цилиндра, в результате чего их давление и температура быстро падают. Это значительно уменьшает работу двигателя во время выпуска и предохраняет двигатель от перегрева.
Выпуск продолжается и после прохождения поршнем ВМТ, т.е. когда коленчатый вал повернется на 17" после ВМТ. Таким образом, продолжительность выпуска составляет 244'.
Из диаграммы фаз видно, что существует такой момент (50' поворота коленчатого вала около ВМТ), когда открыты одновременно оба клапана - впускной и выпускной. Такое положение называется перекрытием клапанов. Из-за малого промежутка времени перекрытие клапанов не приводит к проникновению отработавших газов во впускной трубопровод, а наоборот, инерция потока отработавших газов вызывает подсос горючей смеси в цилиндр и тем самым улучшает его наполнение. Описанные фазы газораспределения имеют место при зазоре А между кулачком распределительного вала и толкателем клапана на холодном двигателе.
Чтобы обеспечить согласование моментов открытия и закрытия клапанов с углами поворота коленчатого вала (т. е. обеспечить правильную установку фаз газораспределения), на деталях двигателя имеются метки: 7 - на задней крышке зубчатого ремня; 8 - на шкиве распределительного вала; 10 и 11 - на передней крышке зубчатого ремня; 12 - на шкиве привода генератора; 13 - на крышке масляного насоса; 14 - на зубчатом шкиве коленчатого вала.
Если фазы газораспределения установлены правильно, то при положении поршня первого цилиндра в ВМТ в конце такта сжатия метка 7 на задней крышке зубчатого ремня должна совпадать с меткой 8 на шкиве распределительного вала, а метка 14 на зубчатом шкиве коленчатого вала - с меткой 13 на крышке масляного насоса.
Когда полость привода распределительного вала закрыта передней крышкой, то положение коленчатого вала можно определить по меткам на шкиве привода генератора и передней крышке зубчатого ремня. При положении поршня четвертого цилиндра в ВМТ метка 12 на шкиве должна совпадать с меткой 11 на крышке привода распределительного вала. Кроме того, можно пользоваться меткой 20 на маховике и шкалой 19 в люке картера сцепления. Одно деление шкалы соответствует повороту коленчатого вала на Г. При совпадении меток регулируются натяжение ремня и зазоры А в клапанном механизме.
Порядок работы двигателя. Для плавной работы многоцилиндрового двигателя и уменьшения неравномерных нагрузок на коленчатый вал рабочие процессы в различных цилиндрах должны происходить в определенной последовательности (порядке). Порядок работы цилиндров двигателя зависит от расположения шеек коленчатого вала и кулачков распределительного вала и у двигателей семейства 2108 составляет 1-3-4-2.
Когда в первом цилиндре поршень движется вниз в диапазоне от 0° до 180° поворота, происходит сгорание и расширение газов. Во время расширения газы совершают полезную работу, поэтому этот такт называют рабочим ходом. Третий цилиндр отстает от первого на 180°, и в нем поршень движется вверх, осуществляя сжатие рабочей смеси. В четвертом цилиндре, отстающем от первого на 360°, а от третьего на 180°, поршень движется вниз, и происходит впуск горючей смеси. И, наконец, во втором цилиндре, отстающем по циклу рабочего процесса на 540' от первого цилиндра, в это время поршень движется вверх, и происходит выпуск отработавших газов. Аналогично в диапазоне от 180' до 360° поворота первой шатунной шейки рабочий ход происходит в третьем цилиндре, сжатие - в четвертом, впуск - во втором и выпуск в первом и т.д.
Частота вращения коленчатого вала n N = 5300 мин-1;
Низшая теплотворная способность топлива Н u = 44 мДж/кг;
Коэффициент избытка воздуха на номинальном режиме N = 0,96.
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания К=0,5
2.1 Определение параметров рабочего тела
Теоретическое количество воздуха необходимое для сгорания 1 кг топлива
L 0 =1/(12•0,209)(C+3•(H-Oт/8))=1/(12•0,209)(0,855+3(0,145+0/8))=0,51435 кмоль.
L = N •L 0 = 0,96 •0,514 = 0,494 кмоль.
М 1 = L + 1/m т = 0,463 + 1/115 = 0,502 кмоль.
Количество компонентов, входящих в состав продуктов сгорания, получаемых в результате сгорания 1 кг топлива:
М СО = 0,418•L 0 • (1 )/(1 + K)=0,418 • 0,514 • (1 0,9)/(1 + 0,5) =0,00573 кмоль.
M CO2 = C/12 M CO = 0,855/12 - 0,0143= = 0,06551667 кмоль.
M H2 =K*M CO =0,45*0,0148= 0,00287 кмоль
M H2O = H/2 M H2 = 0,145/2 0,00287 = 0,0658 кмоль.
M N2 = 0,791• • L 0 = 0,791• 0,96 • 0,514 = 0,39058 кмоль.
Суммарное количество продуктов сгорания
M 2 =M CO +M CO 2 +M H 2 +M H 2 O +M N 2 =0,00573+0,0655+0,00286+0,0696+0,3906 = 0,53433 кмоль.
Химический коэффициент молекулярного изменения
b'=M 2 /M 1 =0,53433/0,502= 1,06339
Параметры окружающей среды: P 0 = 0,1 МПа, Т 0 = 293 К, Rв = 287
Плотность воздуха, поступающего в двигатель,
0 = P 0 •10 6 /(R B •T 0 ) = 0,1•10 6 /(287•293) = 1,189 кг/м 3 .
Среднюю скорость поршня принимаем C N = 15,0 м/с.
S p = 30•C N /n N = 30•15/5300 = 0,0850 м.
Отношение площади поршня к проходному сечению впускного клапана
Максимальная скорость свежего заряда
W ВП = 0,05433•S п •n N •F п /f КП = 0,05433 • 0,0850 • 5300 • 3,9 = 95 м/с.
Сопротивление впускной системы ( 2 + ) = 2,8.
Р а = Р 0 ( 2 + ) • W ВП 2 • 0 /2 •10 6 = 0,12,8•95 2 • 1,189/2•10 6 = 0,0850 МПа.
Давление остаточных газов при номинальной мощности
Температуру остаточных газов принимаем Т rN = 1060 К.
Степень подогрева свежего заряда Т N = 8 0 С.
Температура рабочего тела в конце наполнения
Принимаем температуру t с = 489 0 С.
Теплоемкость свежего заряда в конце сжатия
(mc v )' c =21,475 + 0,00306•(t c t c1 ) = 21,475 + 0,00306 • (489 - 400) = 21,75 кДж/кмоль.
Теплоемкость свежего заряда в начале сжатия
(mc v )' a = 20,759 + 0,0008• t a = 20,759 + 0,0008 • 69,02 = 20,80867092 кДж/кмоль.
n 1 = K 1 0,02 = 1,380 - 0,02 = 1,360.
Расчетная температура рабочего тела в конце сжатия
T c = T a • n1-1 = 355,1 • 10,0 1,360 - 1 = 767,5738 К.
Теплоёмкость остаточных газов при указанных температурах
(mcv)400c=23,586+0,2(23,712-23,586) = 23,6112
(mcv)500c=24,014+0,2(24,150-24,014) = 24,0412
(mcv)489c=23,611+0,89(24,041-23,611) = 23,9939
(mcv)'ct0=(1/(1+г))*(((mcv)'c+г(mcv)489c))=21,835874
P c = P a • n1 = 0,0850 • 10,0 1,360 = 1,947 МПа.
Коэффициент использования теплоты принимаем N = 0,91.
H u = 114 • (1 ) • L 0 = 114 • (1 0,96) • 0,5143541 = 2,34545 МДж.
Внутренняя энергия свежего заряда в точке С
U' c = 8,591 + 0,02299 • (t c 400) = 8,591 + 0,02299 • (489 - 400) = 10,63711 МДж.
Внутренняя энергия продуктов сгорания при = 0,7
U” 1c = 9,1123 + 0,02459 • (t c 400) = 9,1123 + 0,02459 • (489 - 400) = 11,301 МДж.
Внутренняя энергия с учетом принятого коэффициента избытка воздуха
A' c = U” 1 c /U” c 1 = 11,301/9,1123= 1,240 .
U” c = U” 1 c + A c 1,25 • [1,69 • ( 0,7) 0,9565 • ( 0,7) 1,65 ] = 11,30 + 1,240 1,25 • [1,69 • (0,96 - 0,7) 0,9565 • (0,96 - 0,7)] = 11,55039899 МДж.
Действительный коэффициент молекулярного изменения
Внутренняя энергия рабочего тела в точке Z
Принимаем температуру рабочего тела t z1 = 2300 0 С.
С учетом принятого коэффициента избытка воздуха
B = 16 • ( 0,7) 9,075 • ( 0,7) 1,65 = 3,177.
Давление рабочего тела в конце сгорания
P z = • P c • T z /T c = 1,061 • 1,947 • 2921,893532/767,57384 = 7,861021773 МПа.
Теплоемкость рабочего тела при = 0,7
(mc v )” 1z = (mc v )” z1 + (mc v )” z • (t z t z1 )= 28,109 + 0,003172 • (2648,894 - 2300) = 29,22 кДж/кмоль.
A z = (mc v )” 1z /(mc v )” z1 = 29,22/28,11 = 1,039.
B z = 6,75 • ( 0,7) 3,95 • ( 0,7) 1,75 = 6,75 • (0,96 - 0,7) - 3,95 • (0,96 - 0,7) 1,75 = 1,3810613.
(mc v )” z = (mc v )” 1z + A 1,1 • B z = 29,22 + 1,039 1,1 • 1,3810613 = 30,6566289 кДж/кмоль.
Принимаем температуру рабочего тела в конце расширения t b = 1450 0 С.
Теплоемкость рабочего тела при = 0,7 для точки В
(mc v )” 1 b = (mc v )” b 1 + (mc v )” b • (t b -t b 1 ) = 26,1738 + 0,002664 • (1450 - 1400) = 26,31 кДж/кмоль.
Теплоемкость рабочего тела в точке В с учетом выбранного коэффициента избытка воздуха
A b = (mc v )” 1b /(mc v )” b1 = 26,31/26,1738 = 1,00509.
B = 6 • ( 0,7)-3,516 • ( 0,7) 1,75 = 6 • (0,96 - 0,7) - 3,516 • (0,96 - 0,7) 1,75 = 1,2271472.
(mc v )” b = (mc v )” 1b + A b 1,7 • B = 26,31 + 1,0050891 1,7 • 1,2271472 = 27,54478263 кДж/кмоль.
Показатель политропы расширения принимаем равным показателю адиабаты К 2 = n 2 .
Расчетная температура рабочего тела в конце расширения
Ошибка в выборе температуры составит
Давление рабочего тела в конце расширения
P b = P z / n2 = 7,358/10 1,242 = 0,450719206 МПа.
Проверка правильности выбора температуры остаточных газов
Среднее теоретическое индикаторное давление
Принимаем коэффициент скругления индикаторной диаграммы =0,96, коэффициент полноты насосных потерь = 0,7.
Действительное среднее индикаторное давление
P i =•P' i - (P r P a )=0,96•1,204 - 0,7 • (0,118 - 0,0850) = 1,13276675 МПа.
Индикаторный удельный расход топлива
P М = 0,039 + 0,0132 • C N = 0,039 + 0,0132 • 15 = 0,2372 МПа.
Р е = P i - P М = 1,133 - 0,2372 = 0,8955 МПа.
М = P e /P i = 0,8955/1,133 = 0,790583543.
Эффективный удельный расход топлива
g e = g i / М = 233/0.790583543 = 294,7386408 г/кВт•ч.
e = i • М = 0,35113 • 0,790583543 = 0,277595709.
N i = N e / М = 70/0,790583543 = 88,54219223 кВт.
iV h = • D 2 ц • S n • i/4 = 3,14 • 0,814297854 2 • 0,8500 • 4/4 = 1,769763 л.
M e = 3 • 10 4 • N e /( • n N ) = 3 •10 4 • 70/(3,14 • 5300) = 126,1867564 Н•м.
G t = g e • N e /1000 = 294,7 • 70/1000 = 20,631705кг/ч.
Общее количество теплоты, выделившееся при сгорании топлива за один час
Q = G t • H u = 20,63 • 44 = 907,7950136 МДж/ч.
Теплота эквивалентная эффективной мощности
Q e = 3,6 • N e = 3,6 • 70 = 252 МДж/ч.
q e = Q e • 100/Q = 252 • 100/907,7950136 = 27,759571 %.
Теплота эквивалентная механическим потерям
Q М = 3,6 • (N i N e ) = 3,6 • (88,5 - 70) = 66,751892 МДж/ч.
q М = Q М • 100/Q = 66,751892 • 100/907,7950136 = 7,4 %.
t r = T r 273 = 1072 - 273 = 799,2040462 0 С.
t 0 = T 0 - 273 = 293 - 273 = 20 0 С.
Изохорная теплоемкость рабочего тела при = 0,7 для точки r
(mc v )” 1 r = (mc v )” r 1 + (mc v )” r • (t r t r 1 ) = 23,8859 + 0,00367 • (799,204 - 700) = 24,249979 кДж/кмоль.
Изохорная теплоемкость рабочего тела в точке r с учетом выбранного коэффициента избытка воздуха
A = (mc v )” 1r /(mc v )” r1 = 24,249979/23,8859 = 1,015242417.
B = 4,956 • ( 0,7) - 2,906 • ( 0,7) 1,75 = 4,956 • (0,96 0,7) 2,906 • (0,96 0,7) 1,75 = 0,95345.
(mc v )” r = (mc v )” 1r + A 2,9 • B = 24,249979 + 1,015242417 2,9 • 0,95345 = 25,24618728 кДж/кмоль.
Изобарная теплоемкость продуктов сгорания
(mc p )” r = (mc v )” r + 8,315 = 25,24618728 + 8,315 = 33,561 кДж/кмоль.
Изохорная теплоемкость свежего заряда поступающая в цилиндры двигателя при температуре t 0
(mc v )' a = 20,759 + 0,0008 • t 0 = 20,759 + 0,0008 • 2 0 = 20,775 кДж/кмоль.
Изобарная теплоемкость свежего заряда
(mc p )' 0 = (mc v )' 0 + 8,315 = 20,775 + 8,315 = 29,09 кДж/кмоль.
Теплота, унесенная с отработавшими газами
Q ог = G т • L • [• (mc p )” r t r (mc p ) • t 0 ]/1000] = 20,6317 • 0,463 • [1,077 • 33,561 • 799,204 29,09 •• 20]/1000 = 288,3654 МДж/ч.
q ог = Q or • 100/Q = 288,3654 • 100/907,7950136 = 31,765477 %.
Теплота, потерянная за счет неполноты сгорания топлива
Q нс = H u • G t = 2,34545 • 20,63170486 = 48,39073 МДж/ч.
q нс = Q нс • 100/Q = 48,39 • 100/907,795 = 5,3 %.
Теплота, унесенная с охлаждающей жидкостью
Q w = c • i • D ц 1+2 m • n m • (H u H u )/( • H u ) = 0,35 • 4 • 0,82 1+2•0,63 • 5300 0,63 • (44 - 2,34545):(0,96 • 44) = 230,4717511 МДж/ч.
q w = Q w • 100/Q = 230,5 • 100/907,7950136 = 25,388083 %.
Q s = Q - (Q e + Q М + Q ог + Q нс + Q w ) = 907,7950136- (252 + 66,75189 + 288,3654183 ++ 48,39073+ 230,472) = 21,82 МДж/ч
q s = Q s • 100/Q = 21,82• 100/907,7950136 = 2 %.
3. Определения пути, скорости и ускорения поршня
Расчёт кинематики кривошипно-шатунного механизма сводится к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом принимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью щ (в действительности за счёт постоянно изменяющихся газовых нагрузок на поршень и деформации коленчатого вала щ ? const). Это допущение позволяет рассматривать все кинематические величины в виде функциональной зависимости от угла поворота коленчатого вала ц, который при щ = const пропорционален времени. [1]
1. Путь поршня, определяется выражением:
л - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна,
Скорость поршня, определяется выражением
Ускорение поршня, определяется выражением:
Табл. 3.1 Результаты кинематического расчета
Рис. 3.1. Кривая перемещения поршня.
Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (силы тяжести в динамическом расчете обычно не учитывают).
Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.
В течение каждого рабочего цикла (720° для четырех- и 360° для двухтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10-- 30°. Результаты динамического расчета сводят в таблицы.
4.1 Определение сил инерции от масс КШМ движущихся поступательно
Расчеты Р J и масс деталей ведутся в пункте 4.2.
Центробежная сила инерции от вращающихся масс нижней части шатуна определяется по формуле
где - масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа, кг. Центробежную силу инерции от вращающихся масс кривошипа определим по формуле
где - масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов, кг. Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип, равна сумме центробежных сил инерции:
4.2 Построение индикаторной диаграммы в координатах P-V И P-ц
Давление газов в цилиндре P г принимаются из теплового расчёта и приведены в таблице 4.1
Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс
Р J = m` пост ?R?щ 2 ?(cosц+лcos2ц) (4.1)
где m` пост - масса поступательных частей, отнесённая к площади поршня, кг/м 2 .
m пост - масса поступательных частей, кг.
щ - угловая скорость вращения коленчатого вала, = 544,7 рад/с.
F п - площадь поршня, = 0,0054 м 2 .
Р J = 440?0,065?188,4?(cosц+лcos2ц), МПа
Расчёт Р J проводится аналитически через каждые 10 0 угла поворота коленчатого вала.
Значения Р J занесены в таблицу 4.1
Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс:
Табл. 4.1 Результаты динамического расчета
Рис. 4.1. Индикаторная диаграмма в координатах P-V
Рис. 4.2. Индикаторная диаграмма в координатах P - ц
Рис. 4.3. Схема сил в кривошипно-шатунном механизме.
4.3 Построение диаграммы сил, действующих в КШМ (N, S, K и T)
Векторные диаграммы позволяют определить величину и направление силы, действующей при каждом положении кривошипа на его шейку или подшипник. Векторные диаграммы дают представление о нагруженности шейки или подшипника, позволяют найти менее нагруженную часть, где выбирают место сверления каналов для подвода масла. Кроме того, при помощи векторных диаграмм производят расчёт подшипников скольжения, строят диаграммы износа шейки и подшипника.
Сила N, действующая перпендикулярно от оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:
Нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.
Числовые значения суммарной силы P ? приведены в таблице 4.1
Значения угла tgв принимаются из таблицы 4.2.
Сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передаётся кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает:
Значения 1/cosв принимаются из таблицы 4.2.
От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:
сила, направленная по радиусу кривошипа:
Значения угла cos(ц+в)/cosв принимаются из таблицы 4.2.
и тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа:
Значения угла sin(ц+в)/ cosв принимаются из таблицы 4.2.
Сила К считается положительной, если она сжимает щёки колена.
Сила Т принимается положительной, если направление создаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала.
Числовые значения тригонометрических функций, входящих в уравнения (4.5) - (4.8), для различных ц приведены в таблице 4.3. По данным, полученным в результате решения этих уравнений, строят кривые изменения полных сил N, S, K и Т (рис. 4.4).
Табл. 4.2 Тригонометрические функции от угла ц
Табл. 4.3 Результаты сил N, K, S и T
Рис. 4.4. Построение сил N, S , K и Т по углу поворота кривошипа
4.4 Построение графика набегающего момента и расчёта маховика
Основное назначение маховика - обеспечение равномерности хода двигателя и создания необходимых условий для трогания машины с места.[3]
Для автомобильных двигателей, работающих обычно с большой недогрузкой, характерен облегченный разгон машины и поэтому их маховики имеют минимальные размеры.
В тракторных двигателях кинематическая энергия маховика должна обеспечить трогание машины с места и преодоление кратковременных перегрузок. Поэтому маховики тракторных двигателей по сравнению с автомобильными, имеют большую массу и размеры.
Расчет маховика сводится к определению момента инерции маховика J М , основных его размеров, массы и максимальной окружной скорости.
Показателем, характеризующим изменение скорости вращения коленчатого вала за цикл, является коэффициент неравномерности хода
где щ МАХ , щ MIN - максимальная и минимальная угловая скорость вращения коленчатого вала за цикл;
- средняя угловая скорость за цикл, с -1 ;
десь n - частота вращения коленчатого вала, мин -1 .
Для автомобильных двигателей д=0,01±0,02.
Задаваясь значением д, можно приближенно найти момент инерции маховика. Для этого вначале определяют момент инерции всех движущихся масс двигателя относительно оси вала по формуле:
где L ИЗБ - наибольшая избыточная работа суммарного крутящего момента, Н?м.
Для определения L ИЗБ многоцилиндрового двигателя строят график набегающего крутящего момента (М КР ). Для этого нам необходимо знать изменение удельной касательной силы Т (Н/м 2 ) или , (Н?м). В зависимости от угла поворота коленчатого вала ц. Следуе
Расчет систем и механизмов ДВС курсовая работа. Транспорт.
Питьевая вода и методы обеспечения ее качества
Сочинение На Тему Добрый Поступок
Денежные единицы разных стран
Контрольная работа: Логистика и управление качеством
Реферат: Содержание функций милиции (полиции) и их модернизация в современном российском обществе
Техника Безопасности При Беге Реферат
Шпаргалка: Высшая математика, интегралы шпаргалка
Курсовая работа: Розрахунок економічної ефективності інвестиційного проекту
Моральные Принципы Эссе
Реферат: Gatsby Essay Research Paper The Great GatsbyIn
Реферат: Разработать технологический процесс механической обработки детали фланец
Реферат На Тему Ячмень Болезнь
Реферат: Политическая власть. Сущность и структура
Реферат: Пособие предназначено для студентов институтов культуры и театральных вузов. 4309022100-577
Дипломная работа: Технологический процесс изготовления корпуса цилиндра типа Г29-3
Курсовая работа: Амортизация основных фондов: методы амортизации. Скачать бесплатно и без регистрации
Дипломная работа по теме Развитие слухоречевой и зрительной памяти у детей дошкольного возраста
Курсовая Работа На Тему Торговая Политика Русского Государства В Xvii Веке. Начало Протекционизма В России
Сочинение Особенности Лирики Серебряного Века
Отчет по практике по теме Роль раннего возраста для последующего развития ребенка
Анализ романа Джерома Сэлинджера "Над пропастью во ржи" - Литература сочинение
Электронный документооборот - Программирование, компьютеры и кибернетика дипломная работа
Архитектура ЭВМ - Коммуникации, связь, цифровые приборы и радиоэлектроника отчет по практике