Расчет карбюраторного V-образного четырехцилиндрового двигателя на шасси автомобиля ЗАЗ-968М

Рис.4.7.Кривая удельных сил Р_К М_Р=0,05 Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Рис. 4.8. Кривая удельных сил Р_Т М_Р=0,0 Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Рис. 4.6. Кривые удельных сил Р_S и P_N М_Р=0,05 Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Рис. 4.9. Крутящих моментов М_КР М_М= 5 Н*м в мм

М_= 1,2⁰ в мм

Рис. 4.5. Кривые удельных сил Р и P_i М_Р=0, Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Министерство образования

Российской Федерации

Вологодский государственный

технический университет

Факультет: ФПМ

Кафедра: А и АХ

Дисциплина: АД

РАiЕТНОПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

Тема: расчет карбюраторного V-образного четырехцилиндрового двигателя

на шасси автомобиля ЗАЗ968М

(N_e=60 л.с. (44,1 кВт), n=4500 мин^-1, =7,5, воздушное охлаждение)

Выполнил: Дроздов Д. В.

Группа: МАХ-41

Принял: к.т.н. Яковицкий А. А.

Вологда, 2001 г.

Содержание

Введение

Задание на курсовой проект

1. Тепловой расчет

2. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

3. Сравнение параметров проектируемого двигателя и прототипа

4. Расчет кинематики и динамики двигателя

   1. Кинематический расчет

   2. Динамический расчет

5. Анализ компьютерного расчета на ЭВМ

6. Уравновешивание двигателя

7. Расчет основных деталей двигателя

8. Спец. разработка ( система охлаждения)

Заключение

Список литературы

ВВЕДЕНИЕ

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.

В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей.

Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства, обусловили необходимость создания предполагаемые показатели цикла, мощность и экономичность, а также давление газов, действующих в надпоршневом пространстве цилиндра, в зависимости от угла поворота коленчатого вала. По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня) Успешное применение двигателей внутреннего сгорания, разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания.

Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей, знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить и проверить на прочность его основные детали.

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет, по результатам расчета построить индикаторную диаграмму, определить основные параметры поршня и кривошипа. Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма. Построить график средних крутящих моментов.

Параметры двигателя:

1.ТЕПЛОВОЙ РАiЕТ ДВИГАТЕЛЯ [1, с.7294]

1.1. Выбор исходных данных

1.1.1. Топливо

Степень сжатия проектируемого двигателя  =7,5. В качестве топлива выбираем бензин марки А76.

Элементарный состав топлива: С+Н+О=1

где C=0,855; H=0,145; О=0.

Молекулярная масса топлива: М_T=115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива:

Н_u=33,91C+125,60H10,89(OS)2,51(9H+W);

Н_u=33,910,855+125,600,1452,51(90,145)=43930 кДж/кг.

1.1.2. Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива:

кг возд./кг топл.

кмоль возд./кг топл.

Коэффициент избытка воздуха α принимаем равным 0,96 для получения оптимального соотношения экономичности и мощности проектируемого двигателя.

Количество горючей смеси: М₁ = L_o+1/ m_т = 0,960,516+1/115= 0,5050 кмоль.

При неполном сгорании топлива ( 1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО), углекислого газа (СО₂) , водяного пара (Н₂О), свободного водорода (Н₂) , и азота (N₂) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,5 (Кпостоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания):

М_СО =2[(1)/(1+K)]0,208L_o;

М_СО =2[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0057 кмоль/кг топл.

М_СО=С/12-2[(1)/(1+K)]0,208L_o;

М_СО=0,855/122[(1-0,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0655 кмоль/кг топл.

М_Н=2К[(1)/(1+K)]0,208L_o;

М_Н=20,47[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0029 кмоль/кг топл.

М_НО=Н/22К[(1-)/(1+K)] 0,208L_o;

М_НО=0,145/2-20,47[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0696 кмоль/кг топл.

М_N=0,792L_o;

М_N=0,7920,960,517=0,393 кмоль/кг топл.

Суммарное количество продуктов сгорания:

М₂ =М_СО+М_СО+М_Н + М_НО + М_N;

М₂ =0,0073+0,063+0,0034+0,069+0,388=0,5367 кмоль/кг топл.

Проверка:

М₂ =С/12+Н/2+0,792L_o;

М₂=0,855/12+0,145/2+0,7920,960,517=0,5367 кмоль/кг топл.

1.1.3.Параметры окружающей среды и остаточных газов

Атмосферное давление и температура окружающей среды: p_o=0,101 МПа; T_o=293 К. Температуру остаточных газов принимаем на основании опытных данных [1,с.43]:

Т_r =1040К; p_r =1,16p_o =1,160,101=0,11716 МПа.

Давление остаточных газов Р_r можно получить на номинальном режиме:

Р_rN=1,18Р₀=0,118 Мпа

А_р=(Р_rN- Р₀1,035) 10⁸/(n_N²Р₀)=0,716

Находим давление остаточных газов Р_r:

Р_r= Р₀ (1.035+ Ар10^-8n²)

Р_r=0,101 (1,035+0,71610^-84500²)=0,118 МПа

1.2. Процесс впуска

Температуру подогрева свежего заряда принимаем на основании опытных данных [1,с.44]: Т=8⁰ C.

Плотность заряда на впуске: ρ_о= р₀10⁶/(R_ВT_О) =0,10110⁶/(287293) =1,189 кг/м³,

где р₀ =0,101 МПа; Т₀ =293 К; R_В удельная газовая постоянная равная 287 Дж/кг град.

Давление заряда в конце наполнения Р_а принимаем на основании рекомендаций [1,с.44] в зависимости от средней скорости поршня С_п=Sn/30, где S  ход поршня, n-заданная частота вращения коленвала двигателя: С_п =0,092 4500/30=9,51 м/с.

Принимаем р_а=0,0909 МПа.

Коэффициент остаточных газов:

γ_r=,

где _оч  коэффициент очистки; _доз коэффициент дозарядки (без учета продувки и

дозарядки _оч=1; _доз=0,95).

γ_r==0,07.

Температура заряда в конце впуска:

Т_а=(T_o +Т + γ_rТ_r)/(1+ γ_r);

Т_а =(293+8+0,071040)/(1+0,07)= 349,3 К.

Коэффициент наполнения:

;

=0,73.

1.3. Процесс сжатия

Средние показатели адиабаты сжатия при работе двигателя на номинальном режиме определяем по номограмме [1,с.48] при  =7,5 и Т_а =349,3 К: k₁=1,3775; средний показатель политропы сжатия принимаем несколько меньше k₁ : n₁= k₁-0,02=1,3575.

Давление в конце сжатия:

р_с = р_а^{n 1};

р_с =0,0857,5^1,3575 = 1,31 МПа.

Температура в конце сжатия:

Т_с = Т_а^{( n 1-1)} ;

Т_с =349,37,5^(1,3575-1) =717,85 К.

t_c=Т_с тАУ273;

t_c=717,85273=444,85 ⁰C.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

свежей смеси:

(mC)=20,6+2,63810^-3t_c=20,6+2,63810^-3444,85=21,77 кДж/(моль град

остаточных газов:

(mC)=23,805 кДж/(моль град-определяем методом экстрополяции (1, табл.7)

рабочей смеси:

(mC)=(mC)=1/(1+γ_r)((mC)+ γ_r(mC))=21,903 кДж/(моль град

Число молей остаточных газов:

М_r =_rL₀;

М_r=0,960,070,517=0,0347 кмоль/кг топл.

Число молей газов в конце сжатия до сгорания:

М_с=М₁+М_r ;

М_с=0,505+0,0347=0,5397 кмоль/кг топл.

1.4. Процесс сгорания

Химический коэффициент молекулярного изменения:

_о=М₂/М₁,

где М₁ количество горючей смеси, отнесенное к 1кг топлива; М₂  количество продуктов сгорания, отнесенное к 1кг топлива.

_о=0,5367 / 0,505=1,0628.

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

= (_о+γ_r)/(1+γ_r);

=(1,0628+0,07)/(1+0,07)=1,0587 .

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

Н_и=119950(1)L₀;

Н_и=119950(10,96)0,517=2480,57 кДж/кг топл.

Теплота сгорания рабочей смеси:

Н _{раб. см.}=(Н_иН_и)/М₁(1+γ_r );

Н _{раб. см.}=(439302480,57)/0,505(1+0,07)=76708,5 кДж/кг топл.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

(mC)=(1/М₂)М_CО(mC)+М_СО(mC)+М_Н(mC)+М_НО(mC)+

+М_N( mC);

(mC)=(1/0,5367)0,0057(22,49+0,0143t_z)+0,0655(39,123+0,003349t_z)+0,0029

(19,678+0,001758t_z)+0,0699(26,67+0,004438t_z)+0,393(21,951+0,001457t_z)=

=(24,652+0,002076t_z) кДж/(моль град;

Коэффициент использования теплоты _z определяем по рис.37 [1,с.77] исходя из скоростного режима двигателя: _z =0,93 .

Температура в конце видимого периода сгорания:

 _z Н _{раб. см.} + (mC) t_c= (mC)t_z;

0,9376708,5+21,903445=1,0587(24,652+0,002076t_z)t_z;;

0,002198  t_z²+26,099 t_z тАУ81085,74=0;

t_z=(26,099+)/(20,002198)= 2556,45 ⁰С;

T_z= t_z+273=2556,45+273 =2829,45 K.

Максимальное теоретическое давление в конце процесса сгорания:

р_z = p_cT_z/T_c;

р_z =1,311,05872829,45 /717,85=5,4665 МПа.

Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания:

р_zд =0,85р_z;

р_zд =0,855,4665=4,6465 МПа.

Степень повышения давления:

 =р_z / р_с ;

 =5,4665/1,31=4,173.

1.5. Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяем по номограмме (см. рис.29 [1,с.57]) при заданном  =7,5 для соответствующих значений T_z и α , а средний показатель политропы расширения n₂ оцениваем по величине среднего показателя адиабаты k₂=1,2511: n₂=1,251.

Давление и температура в конце процесса расширения:

p_b=p_z /ε ⁿ² ;

p_b=5,7665/7,5^1,251=0,43957 МПа.

T_b=T_Z / ε ^n2-1;

T_b=2829/7,5^1,2511=1706 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

;

=1100 К.

Погрешность составит: Δ=100(1100-1040)/1040=5,65 %.

1.6. Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление определяем по формуле:

МПа.

Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным _и=0,96 , тогда: р_i =_ир_i^’ =0,961,0406=1,0 МПа.

Индикаторный к.п.д.:

_i = p_i l₀ / (Н_и₀_v );

_i = (1,0 14,9570,96)/(43,931,1890,73) =0,3766.

Индикаторный удельный расход топлива:

g_i = 3600/( Н_и_i);

g_i = 3600/( 43,930,3766)= 218 г/(кВт ч).

1.7. Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров

до 6 и отношением S/D1:

p_м=0,034+0,0113V_п;

Предварительно приняв ход поршня S равным 70 мм, получим:

V_п=Sn/310⁴

V_п =704500/310⁴=10,35 м/с.

p_м=0,034+0,011310,35=0,151 МПа.

Среднее эффективное давление и механический к.п.д.:

p_е=p_i  p_м;

p_е =1,00,151=0,849 МПа.

_м = р_е / р_i;

_м=0,849/1,0=0,849.

Эффективный к.п.д. и эффективный удельный расход топлива:

_е=_i_м ;

_е=0,37660,849=0,3198.

g_e=3600/(Н_и_е);

g_e=3600/(43,930,3198)=256 г/(кВт ч).

1.8. Основные параметры цилиндра и двигателя

а. Литраж двигателя: V_л=30N_е/(р_е n)=30444,1/(0,8494500)=1,3852 л.

б. Рабочий объем цилиндра: V_h=V_л / i =1,3852/4=0,3463 л.

в. Диаметр цилиндра: D=210³√(V_h/(πS))=210³(0,3463/(3,1470))=96,8 мм.

Окончательно принимаем: S=70 мм и D=80 мм. Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям S и D:

а. Литраж двигателя: V_л=D²Si / (410⁶) =3,1480² 704/(410⁶)=1,41 л.

б. Площадь поршня: F_п=D² / 4=3,1480²/4=5024 мм² =50,24 см².

в. Эффективная мощность: N_е=р_еV_лn/(30)=0,8491,414500/(304)=44,89 кВт.

Расхождение с заданной мощностью: =100(N_{е з}N_е)/ N_{е з}=100(44,1-44,89)/44,89=0,017 .

г. Эффективный крутящий момент: М_е=(3*10⁴/)(N_e/n)=(310⁴/3,14)(44,89/4500)=95,3 Н м.

д. Часовой расход топлива: G_т=N_eg_e10^3 =44,8925610^3=11,492 кг/ч.

е. Литровая мощность двигателя: N_л=N_e/V_л=44,89/1,41=31,84 кВт/л.

1.9. Построение индикаторной диаграммы

Режим двигателя: N_e=44,89 кВт, n=4500 об/мин.

Масштабы диаграммы: хода поршня M_s=0,7 мм в мм, давлений M_p=0,035 МПа в мм.

Величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

АВ=S/M_s=70/0,7=100 мм;

ОА=АВ / (1)=100/(7,51)=15,38 мм.

Масштабная высота диаграммы (т. Z):

P_z/М_р=5,4665/0,035=156,2 мм.

Ординаты характерных точек:

р_а / М_р=0,085/0,035=2,4 мм;

р_с / М_р=1,31/0,035=37,4 мм;

р_b / М_р=0,4395/0,035=12,6 мм;

р_r / М_р=0,118/0,035 =3,4 мм;

р_о / М_р=0,1/0,035=2,9 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а. Политропа сжатия: р_х=р_а(V_а / V_х )ⁿ¹. Отсюда р_х / М_р=(р_а/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ¹ мм,

где ОВ= ОА+АВ=15,38+100=115,38 мм; n₁ 1,3575 .

б. Политропа расширения: р_х = р_b(V_b / V_х)ⁿ². Отсюда р_х / М_р=(p_b/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ² мм,

где ОВ=115,38; n₂=1,251.

Данные расчета точек политроп приведены в табл.1.1.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р_i^’=F₁M_p/AB=29500,035/100=1,0325 МПа,

где F₁=2950 мм² площадь диаграммы aczbaна рис.1.1.

Величина р_i^’ =1,0325 МПа полученная планиметрированием индикаторной диаграммы очень близка к величине р_i^’=1,0406 МПа полученной в тепловом расчете.

Таблица 1.1.

Фазы газораспределения двигателя:

открытие впускного клапана (точка r^’) 10 до в.м.т.

закрытие впускного клапана (точка a^’’) 46 после н.м.т.

открытие выпускного клапана (точка b^’) 46 до н.м.т.

закрытие выпускного клапана (точка a^’) 10 после в.м.т.

угол опережения зажигания (точка c’) 35 до в.м.т.

В соответствии с фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение точек r’,a'',b',a',c' и f по формуле для перемещения поршня:

AX=,

где  отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (предварительно принимаем =0,285).

Расчеты ординат точек сведены в табл. 1.2.

Таблица1.2.

Положение точки с’’ определяется из выражения:

p_c’’ =(1,15..1,25)p_c;

p_c’’ =1,251,31=1,638 МПа; p_c’’/М_p=1,638/0,035=46,8 мм.

Действительное давление сгорания:

p_zд=0,85р_z;

p_zд=0,855,4665=4,6465 МПа.

p_zд/М_P=4,6465/0,035=132,8 мм.

1.10.Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом:

Q_o=H_иG_т/3,6;

Q_o=4393011,492/3,6=140234 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе:

Q_е=1000N_е;

Q_е=100044,89=44890 Дж/с.

Теплота , передаваемая охлаждающей среде:

Q_в=c i D^1+2m n^m(H_и-H_и)/(H_и),

где c=0,5  коэффициент пропорциональности для четырехтактного двигателя; m=0,62показатель степени для четырехтактного двигателя; i = 4  число цилиндров; n=4500 об/мин частота вращения коленвала.

Q_в=0,548^1+2*0,62 4500^0,62(43930-2480,54)/(0,9643930)=38144 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработавшими газами:

Q_г=(G_т/3,6)M₂(mC)+8,315t_r-M₁(mC)+8,315t_o,

где (mC)=25,176 кДж/(кмольград) теплоемкость остаточных газов,

(mC)=20,775 кДж/(кмоль град)  теплоемкость свежего заряда (для воздуха) определяем по табл.5,71,с.16,18.

Q_г=(11,492/3,6) 0,530725,176+8,3157670,50520,775+8,31520=43071,8 Дж/с.

Теплота, потерянная изза химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.с.= H_иG_т/3,6;

Q_н.с.=2480,5411,492/3,6=7918 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты:

Q_ост.= Q₀-( Q_е+ Q_в+ Q_г+ Q_н.с)_.=6210,2

Составляющие теплового баланса представлены в табл.1.3.

Таблица 1.3.

2.ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

ДВИГАТЕЛЯ [1, с.106112]

Эффективная мощность двигателя определяется по формуле:

N_ex=N_e,

где N_e=44,89 кВт ; n_N=4500 об/мин.

Эффективный крутящий момент:

M_ex=310⁴ N_ex/(n_x);

Удельный эффективный расход топлива :

g_ex= g_eN,

где g_eN=256 г/(кВт ч).

Часовой расход топлива:

G_тx= g_ex N_ex10^-3;

Значение  принимаем постоянным (=0,96) на всех скоростных режимах кроме минимального (=0,86).

Коэффициент наполнения:

_vx=p_exl_o_xg_ex/(3600_k);

Коэффициент приспосабливаемости:

k=M_emax/M_eN=118,2/95,3=1,24.

K тАУ коэффициент приспособливаемости, служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки.

Расчеты произведены для всех скоростных режимов двигателя и представлены в табл.2.1.

Таблица 2.1.

По данным табл. 2.1. строим графики зависимости N_e, M_e, p_e, g_e, G_t, _v и  от частоты вращения коленчатого вала двигателя n (рис.2.1.).

3.СРАВНЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПРОЕКТИРУЕМОГО

ДВИГАТЕЛЯ И ПРОТОТИПА

Основные параметры проектируемого двигателя и прототипа представлены в табл.3.1.

Таблица 3.1.

При сравнении показателей двигателей видно, что разрабатываемый двигатель имеет большую мощность и крутящий момент, более высокую частоту вращения коленчатого вала и более экономичен.

4.КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА [1, с.115173]

4.1.Кинематический расчет двигателя

Перемещение поршня рассчитывается по формуле:

S_x=R,

где Rрадиус кривошипа (R=35 мм),  отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (=0,285),

  угол поворота коленчатого вала.

Расчет производится через каждые 10В° угла поворота коленчатого вала.

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

=n/30=3,144500/30=471 рад/с.

Скорость поршня:

V_п=R(sin+ sin2)=4710,035 (sin+ sin2) м/с.

Ускорение поршня:

j=²R(cos+ cos2)=471²0,0,35(cos+0,285 cos2) м/с².

Результаты расчетов занесены в табл.4.1.

Таблица 4.1.