Министерство образования Республики Беларусь

Белорусская государственная политехническая академия

Автотракторный факультет

Кафедра "Двигатели внутреннего сгорания"

гр. 301316 / 139

Тракторный дизель

Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания"

Исполнитель Раскоша Д.А.

Руководитель Русецкий И.К.

Минск 2002

СОДЕРЖАНИЕ

1. Введение

2. Расчет рабочего цикла двигателя

3. Расчет динамики двигателя

4. Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма

5. Расчет деталей газораспределительного механизма

6. Расчет системы питания

7. Расчет системы смазывания

8. Расчет системы охлаждения

9. Расчет системы пуска

10. Заключение

11. Литература

2. ВВЕДЕНИЕ

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко применяются во всех областях народного хозяйства и являются практически единственным источником энергии в автомобилях.

Первый поршневой ДВС был создан французским инженером Ленуаром. Этот двигатель работал по двухтактному циклу, имел золотниковое газораспределение, посторонний источник зажигания и потреблял в качестве топлива светильный газ.

Двигатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную топливную установку, неконкурентоспособную даже с паровыми машинами того времени.

В 1870 г. немецким механиком Н.Отто был создан четырехтактный газовый двигатель, работавший по предложенному французским инженером Бо де Рошем циклом со сгоранием топлива при постоянном объеме. Этот двигатель и явился прообразом современных карбюраторных двигатель.

Бензиновый двигатель транспортного типа впервые в практике мирового двигателестроения был предложен русским инженером И.С. Костовичем. В двигателе было использовано электрическое зажигание.

В 90-х годах XIX века началось развитие дизелей. Немецким инженером Р.Дизелем был разработан рабочий цикл двигателя, а в 1897 г. Р.Дизель построил первый образец работоспособного стационарного компрессорного двигателя. Но он не получил широкого распространения из-за конструктивного несовершенства. Внеся ряд изменений в конструкцию двигателя Р.Дизеля, русские инженеры создали образцы двигателей, получивших признание в России и за рубежом.

Первые образцы бескомпрессорных дизелей были разработаны русским инженером Г.В.Тринклером и построены в России. Особое внимание привлекала конструкция бескомпрессорного дизеля для трактора, разработанная русским изобретателем Я.В.Маминым.

Дальнейшее развитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей, увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1. Определение параметров конца впуска

Давление газов в цилиндре:

где Р₀ – давление окружающей среды, МПа

Р₀ = 0,1 МПа [2, стр. 96];

- действительная степень сжатия

= 16 [по заданию];

- коэффициент наполнения

= 0,85 [1, стр. 8];

Т₀ – температура окружающей среды, К

Т₀ = 293 К [2, стр. 96];

_∆ t – величина подогрева свежего заряда, К

_∆ t = 20 К [2, стр. 97];

Р_r – давление остаточных газов, МПа

Р_r = 1,05Р₀ [2, стр. 43]

Р_r = 1,05 · 0,1 = 0,105 МПа.

Коэффициент остаточных газов:

где - температура остаточных газов, К

= 750 К [1, стр. 7]

Температура газов в цилиндре:

1. Определение параметров конца сжатия

Давление газов в цилиндре:

где n₁ – показатель политропы сжатия

n₁ = 1,37 [1, стр. 9].

Температура газов в цилиндре:

1. Определение параметров конца сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива:

где g_c, g_н, g₀ – элементарный состав топлива в долях кг, соответственно углерода, водорода и кислорода.

g_c = 0,86; g_н = 0,13; g₀ = 0,01 [1, стр. 7]

Количество свежего заряда в цилиндре двигателя (на 1 кг топлива):

где - коэффициент избытка воздуха

= 1,55 [по заданию]

Количество продуктов сгорания:

Химический коэффициент молекулярного изменения:

.

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

.

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда:

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

.

Температура в конце сгорания:

где - коэффициент использования теплоты

= 0,75 [1, стр. 10];

h_u – низшая теплота сгорания топлива

h_u = 42500 кДж / кг [1, стр. 14];

λ – степень повышения давления

λ = 1,6 [1, стр. 11].

Из последнего уравнения определяем Т_z:

Давление в конце сгорания:

Степень предварительного расширения:

Степень последующего расширения:

1. Определение параметров конца расширения

Давление в конце расширения:

где n₂ – показатель политропы расширения

n₂ = 1,25 [1, стр. 10]

Температура в конце расширения:

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

Относительная ошибка составляет:

что допустимо.

2. Определение параметров, характеризующих цикл в целом

Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы:

Действительное среднее индикаторное давление:

где φ – коэффициент полноты индикаторной диаграммы

φ = 0,95 [1, стр. 11]

P_i = 0,95 · 0,912 = 0,866 Мпа

Индикаторный КПД:

где l_o – теоретическая масса воздуха, необходимая для сгорания 1 кг топлива:

;

ρ_k – плотность заряда на впуске:

где R_b – удельная газовая постоянная воздуха

R_b = 287 Дж / (кг град) [2, стр. 45]

Удельный индикаторный расход топлива:

1. Определение параметров, характеризующих двигатель в целом

Среднее эффективное давление:

где η_м – механический КПД

η_м = 0,75 [1, стр. 11]

Удельный эффективный расход топлива:

Эффективный КПД:

2.7. Определение основных размеров двигателя

Рабочий объем (литраж) двигателя:

где τ – тактность двигателя, τ = 4;

N_e – эффективная мощность

N_e = 46 кВт [по заданию]

n – частота вращения коленчатого вала,

n = 1700 об/мин [по заданию]

Рабочий объем одного цилиндра:

где i – число цилиндров

Диаметр цилиндра:

где S/D – отношение хода поршня к диаметру цилиндра

S/D = 1,1 [по заданию]

Принимаем D = 110 мм

Ход поршня:

Принимаем S = 125 мм

Действительный литраж двигателя:

Мощность, развиваемая при принятых размерах:

Литровая мощность:

.

Принимаем: D = 110 мм; S = 125 мм

Действительный литраж двигателя:

Мощность:

Литровая мощность:

Часовой расход топлива:

Средняя скорость поршня:

Часовой расход топлива:

Средняя скорость поршня:

2.8. Построение индикаторной диаграммы

Масштабы диаграммы:

Масштаб хода поршня М_s = 1:1 (мм в мм)

Масштаб давлений М_р = 0,04:1 (МПа в мм)

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

АВ = S / M_s; AB = 125 / 1 = 125 мм;

Максимальная высота диаграммы (точки Z^' и Z^'') и положение точки Z^'' по оси абсцисс:

Z^'Z^'' = OA·(ρ – 1)

Z^'Z^'' = 8,3(1,5 – 1) = 4,15 мм

Ординаты характерных точек:

Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом:

а) для луча ОК принимаем угол α = 15º;

б) t_g β₁ = (1 + t_g α)ⁿ¹ – 1;

t_g β₂ = (1 + t_g α)ⁿ² – 1;

t_g β₁ = (1 + t_g 15)^1,25 – 1 = 0,345

β₁ = 19º;

t_g β₂ = (1 + t_g 15)^1,37 – 1 = 0,384

β₂ = 21º.

в) используя лучи ОМ и ОК строим политропу сжатия, начиная с точки С;

г) используя лучи ОN и ОК строим политропу расширения, начиная с точки Z^''.

Скругление индикаторной диаграммы производим с учетом предварения открытия выпускного клапана и угла опережения впрыска топлива.

Для двигателя Д – 244

Угол опережения открытия выпускного клапана γ = 56 º

Угол опережения впрыска топлива θ = 17 º

Получаем точки b^' и d^'.

Величина отрезка О^'O^'₁:

где L – длина шатуна

L = 230 мм [1, стр. 31]

Положение точки С^'' определяется из выражения:

Точка Z лежит на линии Z^'Z^'' ориентировочно вблизи точки Z^''

Точка b^'' находится на середине расстояния ba.

Проводим плавные кривые d^'c^'' изменения линии сжатия в связи с опережением впрыска и b^'b^'' изменения линии расширения в связи с предварением открытия выпускного клапана.

Проводим линии впуска и выпуска.

В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму r a^' a d^' c^'' z b^' b^'' r.

Пользуясь построенной индикаторной диаграммой, учитывая масштаб M_p заполняем таблицу 1 (см. стр. ).

2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1. Определение величины безразмерного параметра К.Ш.М.

Величина λ вычисляется по формуле: