Зміст

Вступ

1. Хімічні реакції при горінні палива

2. Розрахунок процесів дійсного циклу індикаторних та ефективних показників дійсного циклу двигуна

4. Розрахунок параметрів циліндра та тепловий баланс двигуна

5. Побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна

6. Кінематичний розрахунок кривошипно-шатуного механізму

7. Побудова індикаторної діаграми циклу двигуна

8. Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

9. Розрахунок та побудова графіків залежностей

10. Розрахунок та побудова поверхневих діаграм

Висновки

Література

Вступ

Впровадження досягнень науково-технічного прогресу в автомобілебудуванні та на автомобільному транспорті вимагає творчого підходу до вирішення наукових і практичних завдань, які стоять перед робітниками цих галузей, що в свою чергу передбачає необхідність підвищення якості підготовки і перепідготовки кадрів для них.

В області розвитку і удосконалення автомобільних двигунів основними задачами на сучасномк етапі являється:

· зниження паливної економічності;

· питомої маси;

· вартості їх виготовлення і експлуатації;

· боротьба з токсичними викидами в атмосферу;

· зниження шуму при експлуатауії двигунів.

Виконання цих задач вимагає від спеціалістів, пов’язаних з виробництвом та експлуатацією автомобільних двигунів, глибоких знань теорії, конструкції та розрахунку двигунів внутрішнього згоряння.

Важливим чином у придбанні даних знань, що базуються на основних теоретичних положеннях дисципліни «Автомобільні двигуни».

Курс «Автомобільні двигуни» є одним з базових у справі підготовки інженерно-технічних працівників автомобільного транспорту.

Сучасна автомобільна силова установка (автомобільний двигун) являє собою одну з найскладніших машин, здатних перетворювати теплоту, що виділяється при згорянні палива, у механічну роботу. Процеси згоряння, виділення теплоти і перетворення її в механічну роботу продуктами згоряння відбувається у середині двигуна. Звідси й назва – двигуни внутрішнього згоряння (ДВЗ).

1. Хімічні реакції при горінні палива

Теоретично необхідна кількість повітря для згоряння 1 кг палива :

, кг.повітря/кг.палива.

l₀ =кг.повітря/кг.палива.

Склад палива: бензинів – С = 0,870; Н = 0,145; О = 0; дизельного палива –

С = 0,870; Н = 0,126; О = 0,004. Вид палива повинен відповідати прототипу двигуна, що заданий у таблиці вихідних параметрів.

Теоретично необхідна кількість повітря для згоряння палива :

, кмоль.повітря/кг.палива.

L₀ = кмоль.повітря/кг.палива.

Коефіцієнт надлишку повітря a у режимі номінальної потужності приймають за таблицею вихідних параметрів α =0.82

Кількість свіжого заряду

, кмоль свіжого заряду/кг.палива.

M₁ =0.82·=0.4246 кмоль свіжого заряду/кг.палива.

Кількість двоокису вуглецю (СО₂ ) у продуктах згоряння за умови:

a<1, , кмоль/кг.палива,

M_{CO 2} = кмоль/кг.палива,

де; для нафтових рідких палив к = 0,45...0,53.

Кількість окису вуглецю (СО) у продуктах згоряння за умови:

a<1,, кмоль/кг.палива.

M_CO = кмоль/кг.палива.

Кількість водяної пари (Н₂ О) у продуктах згоряння

за умови:

a<1,, кмоль/кг палива.

M_{H 2 O} = кмоль/кг палива.

Кількість водню (Н₂ ) у продуктах згоряння за умови:

a<1,, кмоль/кг палива.

M_{H 2} = кмоль/кг палива.

Кількість кисню (О₂ ) у продуктах згоряння за умови:

a<1,, кмоль/кг.палива.

Кількість азоту (N₂ ) у продуктах згоряння

, кмоль/кг.палива.

M_{N 2} = кмоль/кг.палива

Загальна кількість продуктів згоряння рідкого палива

, кмоль/кг.палива.

M₂ = кмоль/кг.палива.

Зміна кількості робочого тіла при згорянні палива

, кмоль/кг.палива.

∆M= кмоль/кг.палива.

Коефіцієнт молекулярної зміни паливної суміші

.

Нижча теплота згоряння рідкого палива за формулою Менделєєва

, кДж/кг.палива.

H_u = кДж/кг.палива.

Вміст сірки S та вологи W у паливі приймають рівними 0.

Хімічна неповнота згоряння за умови:

a<1, , кДж/кг палива.

∆H_u = кДж/кг палива.

Теплота згоряння паливної суміші :

, кДж/кмоль пал.суміші.

H_{пал.сум} = кДж/кмоль пал.суміші.

Розрахунок процесів дійсного циклу

Тиск навколишнього середовища для розрахунків Р₀ = 0,10 МПа.

Температура навколишнього середовища для розрахунків Т₀ = 293 К.

Тиск середовища, звідки повітря надходить у циліндр.У випадку відсутності наддуву Р_к = Р₀ .

Температура середовища, звідки повітря надходить у циліндр

При відсутності наддуву Р_к = Р₀ , а Т_к = Т₀ .

Тиск залишкових газів у циліндрі двигуна перед початком процесу наповнення: при відсутності наддуву , МПа;

P_r = МПа

Температуру залишкових газів T_r =1050 K

Густина заряду при наповненні:

при відсутності наддуву ,кг/м³ ;

кг/м³

де В = 287Дж/кг×град - питома газова стала.

При відсутності наддуву приймають .

Втрати тиску при наповненні

, МПа,

∆P_a = МПа

де b - коефіцієнт затухання швидкості руху заряду у перерізі циліндра;

x_ВП – коефіцієнт опору впускної системи, віднесений до найбільш вузького його перерізу, ;

w_ВП = 50...150 м/с - середня швидкість руху заряду у найменшому перерізі впускної системи в м/с. Значення w_ВП приймають за таблицею вих. пар.

Тиск кінця впуску

, МПа

P_a = МПа

Температура підігріву свіжого заряду D Т. Приймається

DТ=10ºС.

Коефіцієнт залишкових газів

,

.

де e - ступінь стиску, приймається за табл. вих. пар.

Температура в кінці наповнення

, К.

T_a = К.

Коефіцієнт наповнення

.

.

Середній показник адіабати стиску k₁ =1,378

Визначається за номограмою Додатку Е (рис. Е-1) у залежності від ступеня стиску e і температури в кінці наповнення Т_а .

Значення показника політропи стиску n₁ в залежності від k встановлю ють у межах:

для бензинових двигунів (k₁ -0,01)…(k₁ -0,04); Приймаємо n₁ =1,338

Тиск у кінці теоретичного стиску

, МПа.

P_c = МПа

Температура у кінці теоретичного стиску

, К.

T_c = К

Середня мольна теплоємність свіжого заряду у кінці стиску

, кДж/кмоль×град.,

кДж/кмоль×град

де t_с - температура у кінці стиску в °С (t_с = T_с -273°).

Середня мольна теплоємність залишкових газів

=23,3796 кДж/кмоль×град

визначається в залежності від коефіцієнта надлишку повітря a і температури у кінці стиску t_с шляхом інтерполяції за таблицею В-1 Додатку В

Середня мольна теплоємність робочої суміші

, кДж/кмоль×град.

кДж/кмоль×град.

Коефіцієнт молекулярної зміни робочої суміші

,

де g_r - коефіцієнт залишкових газів.

Теплота згоряння робочої суміші

, кДж/кмоль.

H_{роб.сум} = кДж/кмоль.

Середня мольна теплоємність продуктів згоряння

.

Окремі компоненти беруть з таблиці С-1 Додатку С.

Р івняння згоряння (тепловий баланс) для:

бензинових двигунів

;

0,85·96494,13+21,99·383=1,1235·(21,01+0,0046t_z )·t_z

91451,24=25,3855 t_z +0,00208t_z ²

0,00208tz² +25,3855t_z -91451,24=0

де x_z - коефіцієнт використання тепла. Коефіцієнт використання теплоти у період згорання залежить від типу двигуна:

для бензинового двигуна x_z = 0,85...0,95

Температуру, що відповідає максимальному тиску згоряння Р _z визначають шляхом розв’язування квадратного рівняння попереднього пункту

, °С,

t_z =°С.

, К.

T_z =2909+273=3182 К.

Максимальний тиск згоряння:

для бензинового двигуна , МПа;

P_z = МПа.

Дійсний максимальний тиск згоряння:

для бензинового двигуна . МПа.

P_{z д} =0.85·5,6=4,76Мпа.

Ступінь підвищення тиску l . Для бензинових двигунів .

МПа.

Ступінь попереднього розширення

Для бензинових двигунів;

Ступінь подальшого розширення

Для бензинових двигунів =6,5

Середній показник адіабати розширення k₂ =1,2584

Визначають по номограмам Е-2 та Е-3 Додатку Е, відповід но, для бензинових та дизельних двигунів за числовими значеннями d, a та T_z .

Середній показник політропи розширення n₂

k₂ =1,2584

Тиск кінця процесу розширення

, МПа.

P_b = МПа.

Температура кінця процесу розширення

, К.

T_b = К.

Перевірка точності вибору значень тиску та температури залишкових газів

, К.

T_r = К.

Значення Т_r відрізняється від значення прийнятого у пункті 2.6 на 5%. Умова виконується.

3. Розрахунок індикаторних та ефективних показників дійсного циклу двигуна

3.1. Теоретичний середній індикаторний тиск

, МПа.

МПа.

Дійсний середній індикаторний тиск

, МПа,

P_i =0,95·1,25=1,21 МПа

де j - коефіцієнт повноти індикаторної діаграми, приймається за таб. вих. пар.

Індикаторна потужність двигуна

, кВт,

N_i = кВт,

де V_л – робочий об’єм циліндрів двигуна у літрах (літраж);

n – частота обертання колінчастого вала, об/хв;

t – коефіцієнт тактності (t = 4).

Значення V_л та n приймають за таб. вих. пар.

Індикаторний коефіцієнт корисної дії

,

Індикаторні питомі витрати палива

, г/кВт×год,

q= г/кВт×год.

Тиск механічних втрат Р _м визначають за емпіричною залежністю по заданому у таблиці А-1 значенню середньої швидкості поршня (V_п.ср , м/с).

Для бензинових двигунів з числом циліндрів 8 та більше

P_M =0,039+0,0132·Vп.ср, МПа,

P_M =0,039+0,0132·10,1=0,17 МПа.

Середній ефективний тиск

, МПа.

P_e =1,19-0,17=1,04 МПа

Механічний коефіцієнт корисної дії

,

.

Ефективний коефіцієнт корисної дії

.

Ефективна потужність двигуна

.

N_e =199,19·0,86=166,69 кВт

Ефективні питомі витрати рідкого палива

, г/кВт×год.

g_e = г/кВт×год

Годинні витрати палива

, кг/год.

G_T =259,55·166,69·10^-3 =44,36 кг/год

Циклова подача рідкого палива

, г/цикл.

G_ц = г/цикл

4. Розрахунок параметрів циліндра та тепловий баланс двигуна

4.1 Робочий об’єм циліндра

, л,

V_h = л.

деі – кількість циліндрів (таблиця вих. пар.).

Діаметр циліндра

, мм,

D= мм.

де S/D – відношення ходу поршня до діаметра циліндра, приймають за таблицею А-1.

Значення D приймають для подальшого розрахунку округленим до цілих значень у мм.

Хід поршня , мм.

S=100·0,95=95 мм,

Значення ходу поршня приймають для подальших розрахунків округленим до цілих міліметрів.

Уточнене значення літражу двигуна

, л,

V_л = л

де D та S у мм.

Уточнене значення ефективної потужності

, кВт.

N_e = кВт

Номінальний ефективний крутний момент

, Н×м.

M_e = Н×м

Уточнене значення годинних витрат палива

, кг/год,

G_T =166,79·265,94·10^-3 =44,36 кг/год.

Уточнене значення середньої швидкості поршня

, м/с,

V_п,ср = м/с.

Загальна кількість тепла, що вводиться у двигун при згорянні палива

, Дж/с,

Q₀ = Дж/с.

Тепло еквівалентне ефективній роботі

, Дж/с,

Q_e =1000·166,79=166790 Дж/с.

Тепло, що передається охолоджуючому середовищу

, Дж/с,

Q_в = Дж/с

де С- коефіцієнт пропорційності (С = 0,45…0,52);

і – число циліндрів; D – діаметр циліндра у см; m – показник степеня (для чотирьохтактних двигунів m = 0,6…0,7);

n- число обертів колінчастого валу двигуна, об/хв. (таблиця вих. пар.).

Теплота, що винесена з відпрацьованими газами

, Дж/с,

=31,69

=29,68

Q_r = Дж/с

де - середня мольна теплоємність відпрацьованих газів при сталому тискові у кінці випуску;

, кДж/кмоль×град. Значення визначається згідно пункту 2.19 за таблицею В-2 або В-3 додатку В для t_r ;

- середня мольна теплоємність повітря при сталому тискові і температурі середовища, звідки надходить повітря;

, кДж/кмоль×град. Значення визначається за формулою лівого рядку таблиці С-1 додатку С для t_к ;

Теплота, що втрачена із-за хімічної неповноти згоряння:

для бензинового двигуна

, Дж/с.

Q_нс = Дж/с.

Невраховані втрати тепла

, Дж/с.

Q_ост = Дж/с.

Складові частини теплового балансу у процентах:

=; =;

=; =; =; .

5. Побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна

Мінімальна частота обертання двигуна n_min = n / 5, об/хв.

n_min =3300/5=660 об/хв

Максимальна частота обертання двигуна:

для бензинового двигуна n_max = 1,1× n, об/хв.

n_max =1,1·3300=3630 об/хв

Крок зміни частоти обертання Dn = n_min , об/хв.

Dn =660 об/хв.

Послідовність розрахункових частот:

n₁ = n_min ; n₂ = n₁ + Dn; n₃ = n₂ + Dn; n₄ = n₃ + Dn; n₅ = n.

n₁ =9660 об/хв.n₂ =660+660=1320 об/хв.n₃ =1320+660=1980 об/хв

n₄ =1980+660=2640 об/хв.n₅ =3300 об/хв.n₆ =3630 об/хв.

Для бензинового двигуна n₆ = n_max .

Для розрахункових частот обертання колінчастого валу визначають розрахункові точки кривої ефективної потужності:

для бензинових двигунів:

, кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

де N_e – номінальна ефективна потужність 4.5; N_ex – біжуче значення ефективної потужності (кВт) для конкретних обертів швидкісної характеристики (n_x ); n_x - біжуче значення швидкості обертання колінчастого валу (об/хв).

Біжучі значення ефективного крутного моменту

, Н×м.

Н×м;

Н×м;

Н×м;

Н×м;

Н×м;

Н×м.

Біжучі значення середнього ефективного тиску для розрахункових частот обертання колінчастого валу

, МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

Біжучі значення середньої швидкості поршня

, м/с.

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

м/с.

Біжучі значення середнього тиску механічних втрат для прийнятих частот обертання визначають за формулами пункту 3.6 для відповідної швидкості поршня V_п.срх .

МПа

МПа

МПа

МПа

МПа

МПа

МПа

Біжучі значення питомих ефективних витрат палива визначають за формулами:

для бензинового двигуна , г/кВт×год;

г/кВт×год;

г/кВт×год;

г/кВт×год;

г/кВт×год;

г/кВт×год;

г/кВт×год.

де g_e – питомі витрати палива при номінальній потужності 3.11;

g_ex – біжуче значення питомих ефективних витрат палива.

Біжучі значення годинних витрат палива

, кг/год.

кг/год

кг/год

кг/год

кг/год

кг/год

кг/год

Залежність коефіцієнта надлишку повітря від частоти обертання визначають через a_x , що відповідають розрахунковим частотам обертання.

Для бензинових двигунів значення коефіцієнту при мінімальній частоті обертання n_min дорівнює a₁ = (0,8…0,85)×a.

a₁ =0,85·0,94=0,752

Подальші значення коефіцієнтів a₂ , a₃ , a₄ , a₅ та a₆ дорівнюють a=0,94

Біжучі значення коефіцієнта наповнення визначають за формулою

,

де Р_ех – у МПа; g_ex – у г/кВт×год.

Таблиця 5.1 - Результати розрахунків зводяться в таблицю у наступній формі

За результатами розрахунків будуються графіки зовнішньої швидкісної характеристики. Приклади зовнішньої швидкісної характеристики бензинового двигуна приведено на рис. 1, 2.

Рис. 1 - Зовнішньо швидкісна характеристика бензинового двигуна

6. Кінематичний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

Відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна =0,28 визначають за таблицею вихідних параметрів.

Радіус кривошипу , мм,

R= мм

де S – хід поршня у відповідності за пунктом 4.3.

Переміщення поршня в залежності від кута повороту кривошипа

, мм,

де j - кут повороту кривошипа, що відраховується від точки ВМТ осі циліндра в напрямі обертання колінчастого валу за годинниковою стрілкою. Розрахунок проводиться для значень j від 0° до 360° з кроком 10° використовуючи таблицю D-1 додатку D, в якій для заданих l¢ та j наведені значення виразу .

Результати розрахунків зводять у таблицю в наступній формі:

Таблиця 6.1 - Результати розрахунків переміщення поршня

Кутова швидкість обертання колінчастого валу , рад/с.

рад/с

Швидкість переміщення поршня у залежності від кута повороту

де j - кут повороту кривошипа; R – радіус кривошипа, м.

Розрахунок проводиться для значень j від 0° до 360° з кроком 10° використовуючи таблицю D-2 додатку D, в якій для заданих l¢ та j приведені значення виразу .

Результати розрахунків зводять у таблицю в наступній формі:

Таблиця 6.2 - Результати розрахунків швидкості поршня

Прискорення поршня в залежності від кута повороту кривошипа

, м/с ² ,

де j - кут повороту кривошипа; R – радіус кривошипа, м. Розрахунок проводиться для значень j від 0° до 360° з кроком 10° використовуючи таблицю D-3 додатку D, в якій для заданих l¢ та j приведені значення виразу .

Результати розрахунків зводять у таблицю в наступній формі:

Таблиця 6.3 - Результати розрахунків прискорення поршня

6.7. За результатами розрахунків будуються графічні залежності S _х -1 , V _п -2 та g _п -3 від кута повороту кривошипа j .

Рис. 1, 2, 3 – Кути повороту

7. Побудова індикаторної діаграми циклу двигуна

Умовна висота камери згоряння у верхній мертвій точці

, мм,

H_c = мм

де S - хiд поршня у мм.

Умовна висота камери згоряння у момент початку розширення

, мм,

H_z = H_c =12,27мм

де r - ступінь попереднього розширення у вiдповiдностi з пунктом 2.29. Для бензинових двигунів .

Розрахункові точки по куту повороту кривошипа для визначення проміжних даних тиску на лінії стиску . Для розрахунку приймаються значення кута повороту кривошипа на лінії стиску від 190° до 350° з кроком 10°. Для вказаних кутів повороту за таблицею, заповненою в пункті 6.3, визначаються значення переміщення поршня S_{190 °} ...S_{350 °} i вносяться у таблицю наступного пункту.

Проміжні значення тиску визначають за формулою

, МПа,

де n₁ - показник політропи стиску у вiдповiдностi до пункту 2.15. В якості S_x у розрахункову формулу підставляють значення S_{190 °} ...S_{350 °} .

Таблиця 7 - Результати

Розрахункові точки по куту повороту кривошипа для визначення проміжних значень тиску на лінії розширення. Для розрахунку приймаються значення кута повороту j кривошипа на лінії розширення від 350° до 530° з кроком 10°. Вказаним кутам повороту в таблиці (пункт 6.3), відповідають значення переміщення поршня S_{10 °} ...S_{170 °} , які вносяться у таблицю наступного пункту.

Проміжні значення тиску розширення визначають за формулою

, МПа,

де n₂ - показник політропи розширення у вiдповiдностi до пункту 2.32.

Замість S_х у розрахункову формулу підставляють значення S_{10 °} ...S_{170 °} .

Результати зводять у таблицю за наступною формою:

Таблиця 7.2 - Результати розрахунку проміжних значень тиску лінії розширення

За зразком (рис.4) будується в тонких лініях теоретична індикаторна діаграма розрахункового циклу ДВЗ використовуючи наступні розрахункові показники:

Р_a =0,08 МПа; Р_c =1,36 МПа; Р_z= 4,88 МПа; Р_zд =4,15 МПа; Р_в = 0,34 МПа;

Р_{с 190 °} ...Р_{с 350 °} - пункт 7.3; Р_{b 10 °} ...Р_{b 170 °} - пункт 7.6; S =88,36 мм; H_с =12,27мм;

H_z =12,27мм

Проводиться уточнення індикаторної діаграми враховуючи значення тисків Р_к (пункт 2.3) та Р_r (пункт 2.5) та будують лінії процесів газообміну. Для проведення округлення індикаторної діаграми навколо точок c, z, b та r необхідні значення тиску в камері згоряння для характерних точок с" та b":

; ; =0,125 МПа

МПа МПа

На графіку теоретичної індикаторної діаграми товстими лініями будується дійсна індикаторна діаграма циклу.

Рис. 4. Індикаторна діаграма

8. Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

Заповнюють таблицю 8.1 результатів динамічного розрахунку КШМ для кутів повороту колінчастого валу від 0° до 720° з кроком 10° за наступною формою.

Таблиця 7 - Результати динамічного розрахунку КШМ

Результати розрахунків, за пунктами 7.3...7.8, біжучих значень тиску Р _гк.з в камері згоряння заносять у стовпчик 2 таблиці .

У стовпчик 3 вносять значення прискорення поршня (пункт 6.6) для кутів 0°...360° без змін. Для кутів 360°... 720° приймають та підставляють значення прискорення для кута, зменшеного на 360°. Наприклад: для кута 520° у таблицю вносимо прискорення для кута j = 520°-360° = 160°.

Зусилля, що діє на поршень двигуна внутрішнього згоряння , визначають за формулою: , кН.

Значення Р_гк.з для всіх кутів приведені у стовпчику 2 (табл. 8.1); Р₀ - тиск навко лишнього середовища згідно пункту 2.1;

D - округлене значення діаметра циліндра згідно пункту 4.2. Значення зусилля Р_г визначають для кожного кута в інтервалі 0°... 720° i вносять у стовпчик 4 таблиці.

З таблиці А-1 визначають значення мас : поршневої групи m_п , шатунної групи m_ш , та маси неврівноваженої одного коліна валу без противаг m_к :

m_п =0,65 кг ;m_ш =0,82 кг; m_к =1,09 кг

Маса шатунної групи, зосереджена на осі поршневого пальця

m_ш.п. =0,275· m_ш , кг.

m_ш.п. =0,275·0,82=0,226 кг

Маса шатунної групи, зосереджена на осі кривошипа

m_ш.к. =0,725· m_ш , кг.

m_ш.к. =0,725·0,82=0,595 кг

Маса, що здійснює зворотно-поступальний рух

, кг.

m_j =0,65+0,595=0,876 кг

Маса, що здійснює обертальний рух для V-подібного двигунаm_R = m_к +2· m_ш.к ;

m_R =1,09+2·0,595=1,685 кг

Силу інерції зворотно-поступального руху визначають за формулою

P_j =- m_j · jп· 10¯³, кН.Результати розрахунків сили інерції для інтервалу кутів 0°...720° вносять у стовпчик 5 таблиці.

Сумарна сила, що діє на поршень уздовж осі циліндра , кН.

Результати вносять у стовпчик 6 таблиці.

Сила, що діє перпендикулярно осі циліндра , кН.

Результати вносять у стовпчик 7. Значення множника беруть з таблиці D-4 додатку D.

Сила, що діє вздовж осі шатуна , кН.

Результати вносять у стовпчик 8. Значення множника беруть з таблиці D-5 додатку D.

Сила, що діє вздовж кривошипа , кН.

Результати вносять у стовпчик 9. Значення множника беруть з таблиці D-6 додатку D.

Тангенціальна сила, прикладена до кривошипа, кН.

Результати вносять у стовпчик 10. Значення множника беруть з таблиці D-7 додатку D.

У вiдповiдностi з рис.5 будують графічні залежності для Р_j та Р за даними таблиці стовпчики 5 та 6.

Нижче в тому ж масштабі будують графіки залежностей для N та S, стовпчики 7 та 8.

Під графіками для N та S будують графіки залежностей сил К та Т, стовпчики 9 та 10.

Рис. 9, 10

Схема сил, що діють на КШМ.

Розраху н ок та побудова графіків залежностей

Виконуємо повторний розрахунок розділів 2 та 4, змінюючи значення тиску навколишнього середовища, звідки повітря надходить у циліндр Р₀ в межах0,1…0,095 Мпа. Отримані значення уточненої ефектиної потужності N_e та номінального крутного моменту М_е вносимо в наступну таблицю.

Таблиця 9.1 - Даны

9.2. Будуємо графіки залежностей N_e =f(P₀ ), та M_e =f(P₀ ) за даними розрахунків занесених в таблицю 9.1.

Графіки залезностей N_e =f(P₀ ), та M_e =f(P₀ ).

10. Розраху н ок та побудова поверхнеаих діаграм

Виконуємо повторний розрахунок розділів 2 та 5, змінюючи значення тиску навколишнього середовища, звідки повітря надходить у циліндр Р_к в межах 0,1…1,3 Мпа. Отримані значення уточненої ефектиної потужності N_e та номінального крутного моменту М_е заносимо в наступні таблиці.

Таблиця 10.1 - Результати розрахунку ефективної потужності N_e

Таблиця 10.2 - Результати розрахунку ефективної потужності М_e

Будуємо графіки залежностей N_e =f(P_к , n), та M_e =f(P_к , n) за даними розрахунків занесених в таблиці 10.1 та 10.2.

Поверхневі діаграми залежностей N_e =f(P_к , n), та M_e =f(P_к , n).

Проводимо повторний розрахунок розділів 2-5 для того щоб підібрати стабільний крутний момент і потужність двигуна на різних частотах обертання колінчастого вала двигуна, де визначаємо потрібний тиск наддуву, який забезпечив би нам потрібну ефективну потужність та крутний момент. Отримані в результаті розрахунку значення вносимо в таблиці та будуємо графіки.

Таблиця 10.3 - Проводимо повторний розрахунок

Таблиця 10.4 - Дані

Висновки

Під час виконання данного курсового проекту були проведені слідуючі розрахунки:

- розрахунок індикаторних та ефективних показників дійсного тиску;

- розрахунок основних параметрів циліндра та тепловий баланс двигуна в цілому;

- кінематичний розрехунок кривошипно-шатунного механізму;

Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму;

Були побудовані:

- зовнішня швидкісна характеристика двигуна;

- індикаторна діаграма циклу двигуна;

- діаграми залежностей N_e = f ( P ₀ ) та М _e = f ( P ₀ ) ;

- поверхневі діаграми.

Визначаємо зокрема: ефективна потужність N_e =53,26 кВт; номінальний ефективний крутний момент М_е =113,08, min та min частоту обертання двигуна: n_min =900 об/хв, n_max =4950 об/хв.

Визначено типові витрати палива та коефіцієнт наповнення, які зображенні в таблицях:

Таблиця 10 - Типові витрати палива та коефіцієнт наповнення

Провіривши повторний розрахунок теплового балансу з наддувом було визначено, що із збільшенням тиску наддуву зростає ефективна потужність N_e та крутний момент М_е , що підвищує ефективність двигуна та зменшує витрати палива. Цю залежність графічно зображено на поверхневих діаграмах.

Таблиця - Залежність

З даних наведених у таблиці видно, що характеристику двигуна значно покращено, а семе: N_е двигуна з наддувом при n_ном =4950 об/хв та Р_к =0,13 МПа зросла на 26,1%, а М_е – на 26,3% порівняно з даними без наддуву.

Оптимальна область крутного моменту М_е =160-180 Нм досягається при n=900-2700 об/хв та Р_к =0,105-0,12 МПа.

В результаті регулювання тиску наддуву максимальний М_е =189,79Нм досягається при n=4500об/хв та Р_к =0,173МПа.

Література

1. А.И.Колчин, В.П.Демидов «Расчет автомобильных и тракторных двигателей», М.: Высш. школа, 1980. – 400с.

2. І.П.Ріло, О.П.Рижий «Методичні вказівки 032-176» до виконання практичних робіт і курсового проекту з дисципліни «Автомобільні двигуни» для студентів денної і заочної форм навчання спеціальності 6.090200 «Автомобілі та автомобільне господарство». Рівне: НУВГП, 2005 р. – 37 с.

3. Тимченко І.І., Гутаревич Ю.Ф. «Автомобільні двигуни». Харків: Основа, 1996.

4. www.autosite.com.ua

5. www.drive.ru

6. www.carsguru.net

7. www.motor-house.dp.ua

8. www.infocar.com.ua

9. sp-art.at.ua