Двигатель автомобильный

где PzM= 7,618 МПа - максимальное давление газов при вспышке в цилиндре на режиме максимального крутящего момента;пр - площадь проекции

Двигатель автомобильный

Дипломная работа

Разное

Другие дипломы по предмету

Разное

Сдать работу со 100% гаранией

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовая работа по теме:

ДВИГАТЕЛЬ АВТОМОБИЛЬНЫЙ

1. Тепловой расчет двигателя

 

Так как топливом для двигателя является этанол, его средний элементарный состав, молекулярная масса и низшая теплота сгорания равны соответственно:= 0,52;= 0,13;

μт = 46 кг/моль;= 27700 кДж/кг;

Параметры рабочего цикла.

Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1кг топлива:

кмоль/кг.

кг воздуха/кг топлива.

Для получения двигателя достаточно экономичного, с меньшей токсичностью продуктов сгорания принимаем α = 0,94.

Количество свежего заряда:

кмоль/кг;

Т.к. α <1, процесс сгорания неполный:

кмоль/кг.

кмоль/кг.

кмоль/кг, где К - постоянная величина, зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания.

кмоль/кг.

кмоль/кг.

Общее количество продуктов сгорания:

кмоль/кг.

Количество потерянного тепла из-за недостатка кислорода:

кДж/кг.

Химический коэффициент молекулярного изменения

Определение коэффициентов А и В для смеси:

Проектируемый двигатель с nN=3600 об/мин, поэтому принимаем коэффициент наполнения цилиндра

ηv=0,77.

С целью получения хорошего наполнения цилиндра свежим зарядом принимаем температуру подогрева рабочей смеси

ΔТ=8К.

Для возможности дальнейшей установки нейтрализатора и глушителя для снижения уровня шума выхлопа принимаем давление остаточных газов:=1,23*р0, где р0=0,1*106 МПа.

Для проектируемого двигателя ориентировочно будет применяться бензин с октановым числом 92-93, поэтому степень сжатия принимаем:

ε=10.

Для данной степени сжатия температура остаточных газов

Тr=950 K.

Коэффициент остаточных газов:

Температура в конце впуска

Давление в конце впуска:

МПа.

Процесс сжатия.

Пользуясь номограммой для определения показателя адиабаты сжатия к1 [3], определим n1 (Та=333,08 К, ε=10, nN=3600 об/мин):=1,38.

Давление и температура в конце процесса сжатия:

pc=pa* εn1=0,083*101,38=1,991 МПа.

Tc=Ta*εn1-1=333,08*100,38=799,003 K.

Процесс сгорания.

Коэффициент использования теплоты для проектируемого двигателя принимаем, используя самые современные достижения в области изучения процесса сгорания:

ξ=0,92.

Средняя мольная теплоемкость при постоянном объеме свежего заряда в точке С (в конце сжатия):

кДж/(кмоль*К).

Средняя мольная теплоемкость при постоянном объеме продуктов сгорания в точке С

кДж/(кмоль*К).

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

 

=

 

Д=b2-4*a*c=26,0092+4*0,002*90027,711=1396,69.

К, т.к. отрицательное значение температуры по шкале Кельвина не имеет физического смысла.

Степень повышения давления:

Давление в конце сгорания:

МПа.

Процесс расширения.

Средний показатель политропы расширения оценим по величине среднего показателя адиабаты, используя номограмму определения к2 для двигателя с искровым зажиганием [3].=1,2525.

Давление и температура в конце процесса расширения:

МПа.

К.

Показатели работы двигателя.

Индикаторные показатели.

а. энергетические.

Среднее индикаторное давлении:

МПа, где φ=0,96 - коэффициент скругления индикаторной диаграммы.

б. экономические показатели.

Индикаторный КПД:

.

Удельный индикаторный расход топлива:

г/кВт*ч.

Эффективные показатели.

а. энергетические.

Принимаем среднюю скорость поршня для легкового автомобиляср=10 м/с.

Среднее давление механических потерь:=0,049+0,0152* Vn ср=0,049+0,0152*10=0,201 МПа.

Среднее эффективное давление:

Ре =Рi-Рm=1,065-0,201=0,864 МПа.

Механический КПД:

Удельный эффективный расход топлива:

г/кВт*ч.

Эффективный КПД:

Определение рабочего объёма двигателя и размеров его цилиндров:

Рабочий объём двигателя:

л.

Исходя из литража, будем проектировать рядный четырёхцилиндровый двигатель:

л.

Отношение S/D<1 снижает высоту двигателя и его массу (но несколько увеличивает его длину), увеличивает ηi и ηv, уменьшает скорость поршня и износ деталей двигателя.

Принимаем m=S/D=0,9.

Диаметр цилиндра:

мм.=m*D=0,9*93=83,7 мм.

Принимаем S=84 мм, D =93 мм.

2. Динамический расчет двигателя

 

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил величина отношения радиуса кривошипа к длине шатуна принимается

λ = 0,27.

Для диаметра цилиндра D = 93 мм относительная масса поршневого комплекта Мп = 90 кг/м2, масса шатуна Мш = 130 кг/м2.

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс. При этом массу шатунной группы заменяют двумя массами, одна из которых сосредоточена на оси поршневого пальца

Мшп = 35,75 кг/м2,

а другая на оси кривошипа

Мшк = 94,25 кг/м2.

Масса колена вала Мкв = 170 кг/м2.

Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипно - шатунному механизму, состоит из массы

Мвп = Мшп + Мшк = 57,2 + 150,8 = 118,6 кг/м2,

совершающей возвратно - поступательное движение, и массы

Мвр = 2* Мшк = 2*150,8 =101,4 кг/м2.

Результаты динамического расчета заносим в таблицу, в которой:

φº - угол поворота коленчатого вала;

fs(φ) = - функция для определения положения поршня;= - перемещения поршня;г-Ро - избыточное давление на поршнем, МПа;

fj(φ) = - функция для определения ускорения поршневой группы;= - сила инерции поршневой группы;∑ = - суммарная силат(φ) = - функция для определения тангенциальной силы, β - угол наклона шатуна к оси поршня;= - тангенциальная сила;

fz(φ) = - функция для определения Z;= - сила, действующая на шатунную шейку= - центробежная сила инерции;рез = - результирующая К и Z сил, действующих на шатунную шейку.

 

3. Расчет механизмов двигателя и его систем

 

.1 Расчетные режимы

 

Величина и характер изменения основных нагрузок, воздействующих на детали двигателя, зависят от эксплуатационного режима работы двигателя. Обычно рассчитывают детали для режимов, на которых они работают в наиболее тяжелых условиях.

. Режим максимальной мощности:

частота вращения коленчатого вала nN = 3600 об/мин.

максимальное давление газов при вспышке PzN = 6,475 МПа.

. Режим максимального крутящего момента:

частота вращения коленчатого вала об/мин.

максимальное давление газов при вспышке PzM = 7,618 МПа.

. Режим максимальной частоты вращения при холостом ходе:

частота вращения коленчатого вала об/мин (для карбюраторных двигателей).

максимальная сила давления газов при вспышке на этом режиме мала по сравнению с силами инерции, поэтому можно принять МПа.

 

3.2 Расчет деталей цилиндровой группы

 

. Расчет стенки цилиндра.

Толщина стенки цилиндра (гильзы) dц выбирается из условий достаточной жесткости и обеспечения достаточного количества ремонтных расточек.

Стенка цилиндра двигателя водяного охлаждения проверяется на разрыв по образующей от внутреннего давления газов при вспышке PzM на режиме максимального крутящего момента.

=м.

где D - диаметр цилиндра, м;

[s] - допускаемое нормальное напряжение на разрыв; для чугуна [s] =50 МПа.- давление газов в цилиндре при вспышке на режиме максимального крутящего момента, МПа.

Наиболее близким к проектируемому двигателю является ЗМЗ-402 (т.н. «прототип»). Поэтому расчеты будут проводиться, ориентируясь на данную модель.

Блок цилиндров этого двигателя имеет 2 ремонтных размера, а диаметры цилиндров 2-го ремонтного размера отличаются от номинального в одной группе на 1 мм, следовательно, толщину стенки блока цилиндров принимаем:

dц=6,25+1/2=6,75 мм.

Блок цилиндров изготавливается из серого чугуна марки СЧ1836.

. Расчет силовых шпилек (болтов) крепления головки.

Силовые шпильки (болты) крепления головки проверяются на усталостную прочность от газовых сил и усилия предварительной затяжки.

За расчетный режим следует принять режим максимального крутящего момента.

Диаметр шпилек (болтов) ориентировочно может быть определен на основании статистических данных= (0,12 - 0,14)*D=(0,12-0,14)*93=11,16-13,02.

где D - диаметр цилиндра.

Полученное значение d следует скорректировать до ближайшего значения по ГОСТ.

Скорректируем диаметр шпильки до стандартного d=14 мм.

Для резьбы М14х1,5 площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы f=120,23 мм2.

Газовая сила, действующая на шпильку, определяется следующим образом:

МН,

где PzM= 7,618 МПа - максимальное давление газов при вспышке в цилиндре на режиме максимального крутящего момента;пр - площадь проекции камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра, ограниченную завальцованным краем прокладки, м2. При верхнеклапанном газораспределительном механизме:пр =1,2*Fп =1,2*=1,2*0,0081 м2.п - площадь днища поршня;шп - число шпилек, окружающих один цилинд

Похожие работы

1 2 3 4 5 > >>