Тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя

Содержание

Введение………………………………………………………………………...5

1 Тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя…………6

1.1 Тепловой расчет…………………………………………………………….6

1.1.1 Топливо…………………………………………………………………...6

1.1.2 Параметры рабочего тела………………………………………………..7

1.1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы……………………9

1.1.4 Процесс впуска…………………………………………………………...9

1.1.5 Процесс сжатия………………………………………………………….11

1.1.6 Процесс сгорания……………………………………………………….13

1.1.7 Процессы расширения и выпуска……………………………………...16

1.1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла……………………………17

1.1.9 Эффективные показатели двигателя…………………………………..18

1.1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя………………………...19

1.1.11 Построение индикаторной диаграммы

карбюраторного двигателя………...……………………………………………...20

1.2 Тепловой баланс карбюраторного двигателя…………………………...24

2 Построение внешних скоростных характеристик

бензинового двигателя……………………………………………………………27

3 Расчет кинематики и динамики двигателя………………………………...30

3.1 Расчет рядного карбюраторного двигателя……………………………..30

3.1.1 Кинематика……………………………………………………………...30

3.1.1.1 Выбор λ и длины L_ш шатуна………………………………………….30

3.1.2 Динамика………………………………………………………………...33

3.1.2.1 Силы давления газов………………………………………………….33

3.1.2.2 Приведение масс частей кривошипно-

шатунного механизма……………………………………………………………..33

3.1.2.3 Удельные и полные силы инерции…………………………………..35

3.1.2.4 Удельные суммарные силы…………………………………………..35

3.1.2.5 Крутящие моменты…………………………………………………...36

3.1.2.6 Силы, действующие на шатунную шейку

коленчатого вала…………………………………………………………………..39

3.1.2.7 Силы, действующие на колено вала…………………………………42

3.1.2.8 Силы, действующие на коренные шейки……………………………45

4 Расчет основных деталей двигателя……………………………………….52

4.1 Расчет поршневой группы………………………………………………..52

4.1.1 Расчет поршня бензинового двигателя………………………………..52

4.1.2 Расчет поршневого кольца бензинового двигателя…………………..54

4.1.3 Расчет поршневого пальца карбюраторного двигателя………………55

Заключение…………………………………………………………………….59

Список использованных источников………………………………………...60

Введение

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проек­тируемого двигателя, а также проверить степень совершенства дей­ствительного цикла реально работающего двигателя.

В данном курсовом проекте основное внимание уделено расчету проектируемого двигателя. В связи с этим приводятся основ­ные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и после­дующих расчетов двигателя.

При расчете двигателя обычно задаются величиной номинальной мощности. Номинальной мощ­ностью N_e называют эффективную мощность, гарантируемую заводом - изготовителем для определенных условий работы. В автомо­бильных и тракторных двигателях номинальная мощность равна максимальной мощности при номинальной частоте вращения ко­ленчатого вала.

Диа­метр и ход поршня являются основными конструктивными пара­метрами двигателя. Диаметр цилиндра современных авто­мобильных и тракторных двигателей изменяется в достаточно уз­ких пределах 60 — 150 мм и в основном зависит от типа и назначе­ния двигателя. Ход поршня обычно характеризуется относительной величиной S/D, непосредственно связанной со скоростью поршня. В зависимо­сти от величины S/D различают двигатели короткоходные (S/D<1) и длинноходные (S/D> 1). Современные бензиновые двигатели проектируются с соотношением S/D=1.

На основе исходных данных проводят тепловой расчет двигателя, в результате которого определяют его основные параметры. Параметры, полученные в тепловом расчете, используются при построении скоростной характеристики и являются исходными при проведении кинематического и динамического расчетов, а также при расчете основных деталей двигателя.

 

 

Тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя

Произвести расчеты четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для легковых автомобилей. Эффективная мощность карбюраторного двигателя N_e =50 кВт при частоте вращения коленчатого вала соответственно n =6000 мин^-1.

Двигатель четырехцилиндровый, i =4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε=7.

Тепловой расчет

При проведении теплового расчета для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3–4 основных режима. Для карбюраторных двигателей такими режимами являются:

1. Режим минимальной частоты вращения n _min=600 - 1000 мин^-1, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

2. Режим максимального крутящего момента при n_M =(0,4 - 0,6) n_N

3. Режим максимальной (номинальной) мощности при n_N;

4. Режим максимальной скорости движения автомобиля при n _max=(1,05 - 1,20) n_N.

С учетом приведенных рекомендаций и задания n_N =6000 мин^-1 (тепловые расчеты последовательно проводится для карбюраторного двигателя при n = 1000, 3000, 6000 и 6500 мин^-1.

Топливо

В соответствии с заданной степенью сжатия ε=7 можно использовать бензин марки АИ-92.

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина

С=0,855; H=0,145 и m_T=115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива

Н _и =33,91С+125,6Н - 10,89(О - S) - 2,51(9Н - W)=33,91∙0,855+125,6∙0,145 - 2,51∙9∙0,145=43,93 МДж/кг=43930 кДж/кг.

Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

кмоль возд/кг топл.;

=14,957 кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха устанавливается на основании следующих соображении. На современных двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы, обеспечивающие получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристике. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующей регулировке как мощностной, так и экономичный состав смеси. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при α ≈ 0,95–0,98, позволяет принять α=0,96 на основных режимах, а на режимах минимальной частоты вращения α=0,86 (см. рис. 5.1).

Далее непосредственный числовой расчет будет проводиться только для режимов максимальной мощности, а для остальных режимов окончательные значения рассчитываемых параметров проводятся в табличной форме.

Количество горючей смеси

М₁ = α L₀ + 1/ m_T:

для карбюраторного двигателя М₁=0,96∙0,516+1/115=0,5041 кмоль гор.см./кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах:

 

 

для карбюраторного двигателя

кмоль СО₂/кг топл;

=0,0057 кмоль СО/кг топл;

кмоль Н₂О ;

=0,0029 кмоль Н₂ ;

кмоль N₂ ;

Общее количество продуктов сгорания

для карбюраторного двигателя

М₂= + + + =С/12+H/2+0,792α L₀ = 0,0655+0,0057+0,0696+0,0029+0,3923=0,5361 кмоль пр.сг/кг топл.

Таблица 1

Пара-метры	Рабочее тело
Карбюраторный двигатель
n
α	0,86	0,96	0,96	0,96
M1	0,4525	0,5041	0,5041	0,5041
	0,0512	0,0655	0,0655	0,0655
	0,0200	0,0057	0,0057	0,0057
	0,0625	0,0696	0,0696	0,0696
	0,0100	0,0029	0,0029	0,0029
	0,3515	0,3923	0,3923	0,3923
М2	0,4952	0,5361	0,5361	0,5361

Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ΔT _N ==8˚С для карбюраторного двигателя. Тогда на остальных скоростных режимах значения ΔT _N рассчитываются по формуле

Δ Т =

где А_Т =ΔT _N /(110 - 0,0125 n_N).

Плотность заряда на впуске

P_k=p₀ ∙10⁶/(R_BT₀)=0,1∙10⁶/(287∙293)=1,189 кг/м³,

где R_B =287 Дж/(кг∙град) удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске. В соответствии со скоростными режимами (n=6000 мин^-1) и при учете качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем можно принять: для карбюраторного двигателя и =95 м/с. Тогда ΔР _а на всех скоростных режимах двигателей рассчитывается по формуле

Δ =( /2,

где А_n = / n_N.

Потери давления на впуске карбюраторного двигателя при n_N =6000 мин^-1, А_n =95/6000=0,01696, тогда Δ Р_а =2,8∙0,01696²∙6000²∙1,189∙10^-6/2=0,0150 МПа.

Давление в конце впуска

в карбюраторном двигателе при n_N =6000 мин^-1 Р_а = Р₀ Δ Р_а =0,1-0,0150=0,0850 МПа.

Коэффициент остаточных газов. При определении для карбюраторного двигателя без наддува принимается коэффициент очистки , а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме - что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30 60^о. При этом на минимальном скоростном режиме (n =1000 мин^-1) возможен обратный выброс в пределах 5%, т.е. . На остальных режимах значения можно получить, приняв линейную зависимость от скоростного режима (см. рис. 5.1).

Тогда при n_N =6000 мин^-1

Температура в конце впуска:

Т_a =(T₀ +Δ T + T_r)/(1+ )=(293+8+0,0612∙1070)/(1+0,0612)=345 K.

Коэффициент наполнения:

карбюраторного двигателя

Таблица 2

Пара- метры	Процесс впуска и газообмена
Карбюраторный двигатель
n
α	0,86	0,86	0,86	0,86
Tr
pr	0,1039	0,1071	0,1180	0,1205
ΔT	22,3	16,6	8,0	6,6
Δpa	0,0004	0,0038	0,0150	0,0176
pa	0,0996	0,0962	0,0850	0,0824
	0,950	1,020	1,110	1,120
	0,0652	0,0572	0,0612	0,0636
Ta
	0,8648	0,9150	0,8797	0,8562

 

Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия (при ε=7, а также рассчитанных значениях Т_а) определяется по номограмме, а средний показатель политропы сжатия принимается несколько меньше чем . При выборе учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а уменьшается по сравнению с более значительно:

Для карбюраторного двигателя при n_N =6000 мин^-1, Т_a =345 K и ε=7 показатель адиабаты сжатия определен по номограмме (см. рис. 4.4) =1,3789.

Давление в конце сжатия

для карбюраторного двигателя при n_N =6000 мин^-1

=0,085∙7^1,378=1,2412 МПа, где n₁ =1,378 принят несколько меньше k₁ =1,3789

Температура в конце сжатия

для карбюраторного двигателя

=345∙7^1,378-1=721 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия

а) свежей смеси (воздуха)

20,6+2,638 ∙

где t_c=T_c- 273 К

для карбюраторного двигателя =20,6+2,638∙10^-3∙448=21,781 кДж/(кмоль∙град).

б) остаточных газов

– определяется методом интерполяции по табл. 3.8:

для карбюраторного двигателя при n_N =6000 мин^-1, и ˚С

23,611,

где 23,586 и 23,712 – значения теплоемкости продуктов сгорания при 400 ˚С соответственно при α=0,95 и α=1,00, взятые по табл. 3.8;

24,041,

где 24,014 и 24,150 – значения теплоемкости продуктов сгорания при 500 ˚С соответственно при α=0,95 и α=1,00, взятые по табл. 3.8;

Теплоемкость продуктов сгорания при t_c =448 ˚С и α=0,96

кДж/(кмоль∙град);

в) рабочей смеси

для карбюраторного двигателя

кДж/(кмоль∙град).

Таблица 3

Пара- метры	Процесс сжатия
Карбюраторный двигатель
n
k1	1,3781	1,3786	1,3789	1,3787
n1	1,377	1,378	1,378	1,378
pc	1,4517	1,4058	1,2412	1,2031
Tc
tc
	21,809	21,789	21,781	21,786
	23,569	23,830	23,816	23,824
	21,916	21,900	21,898	21,908

 

Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей = и рабочей смеси 𝜇=

Для карбюраторного двигателя n_N =6000 мин^-1

=0,5360/0,5041=1,0636

и 𝜇=(1,0636+0,0612)/(1+0,0612)=1,0599.

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива, и теплота сгорания рабочей смеси

Δ Δ /

Для карбюраторного двигателя при n_N =6000 мин^-1

Δ

H_раб.см=(43930-2476)/0,5041 ∙ (1+0,0612)=77497 кДж/кмоль раб. см.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

определяется по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 3.6 для интервала температур от 1501 до 2800 ˚С:

для карбюраторного двигателя

=(1/0,536) =24,656+0,002077 кДж/(кмоль∙град).

Коэффициент использования теплоты зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Он повышается за счет снижения потерь теплоты газов в стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. При увеличении скоростного режима снижается. При проведении расчетов двигателя выбирается по опытным данным в зависимости от конструктивных особенностей двигателя. На рис. 5.1 приведена достаточно реальная зависимость от скоростного режима карбюраторного двигателя. В соответствии с рис. 5.1 приняты величины коэффициента использования теплоты для карбюраторного двигателя =0,89 при n_N =6000 мин^-1. По этому рисунку определены значения для всех расчетных режимов.

Температура в конце видимого процесса сгорания

для карбюраторного двигателя при n_N =6000 мин^-1

0,89∙77497+ ∙448=1,0599∙(24,656+0,002077 ;

или + -78775=0,

 

откуда

Т_z=t _z+273=2491+273=2764 ;

Таблица 4

Пара- метры	Процесс сгорания
Карбюраторный двигатель
n
	1,0945	1,0635	1,0636	1,0636
𝜇	1,0887	1,0601	1,0599	1,0598
Δ
Hраб.см
	24,298+0,002033tz	24,656+0,002077tz	24,656+0,002077tz	24,656+0,002077tz
	0,82	0,92	0,89	0,86
˚С
	5,4130	5,8377	5,0463	4,7623
	4,6010	4,9620	4,2894	4,0479
λ	3,729	4,153	4,066	3,958

 

Максимальное давление сгорания теоретическое

для карбюраторного двигателя

=1,2412∙1,0599∙2764/721=5,0463 Мпа.

Максимальное давление сгорания действительное

для карбюраторного двигателя

=0,85∙5,0463=4,2894 МПа.

Степень повышения давления

для карбюраторного двигателя

λ= =5,0463/1,2412=4,066.

Кинематика

3.1.1.1 Выбор и длины L _ш шатуна

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно принято в тепловом расчете λ=0,285. При этих условиях L _ш= R /λ=35/0,285=122,8 мм.

Построив кинематическую схему кривошипно-шатунного механизма (см. рис. 7.2), устанавливаем, что ранее принятые значения L _ши λобеспечивают

движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин L _ши λне требуется.

Перемещение поршня

мм.

Расчет s_x производится аналитическим методом через каждые 10˚ угла поворота коленчатого вала. Значения для при различных φ взяты из табл.7.1 как среднее между значениями при λ=0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчетной табл. 12 (для сокращения объема значения в таблице даны через 30˚).

Угловая скорость вращения коленчатого вала

.

Скорость поршня

= м/c.

Значения для взяты из табл. 7.2 и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения υ_п – гр. 5 табл. 12.

 

Ускорение поршня

м/c².

Значения для взяты из табл. 7.3 и занесены в гр. 6, а расчетные значения j – в гр. 7 табл. 12.

По данным табл. 12 построим графики (рис. 4) s_x в масштабе M _s=2 мм, υ_п – в масштабе M_j =500 м/c² в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала M_φ =3˚ в мм.

При j =0 υ_п=±υ_max, а на кривой s_x – это точка перегиба.

Таблица 13

φ˚		sx		υп, м/c	(cosφ+0,285cos2φ)	j, м/c^2
	0,0000	0,0	0,0000	0,0	+1,2860	+17751
	+0,1697	5,9	+0,6234	+13,7	+1,0085	+13921
	+0,6069	21,2	+0,9894	+21,7	+0,3575	+4935
	+1,1425	40,0	+1,0000	+22,0	-0,2850	-3934
	+1,6069	56,2	+0,7426	+16,3	-0,6425	-8869
	+1,9017	66,6	+0,3766	+8,3	-0,7235	-9987
	+2,0000	70,0	0,0000	0,0	-0,7150	-9869
	+1,9017	66,6	-0,3766	-8,3	-0,7235	-9987
	+1,6069	56,2	-0,7426	-16,3	-0,6425	-8869
	+1,1425	40,0	-1,0000	-22,0	-0,2850	-3934
	+0,6069	21,2	-0,9894	-21,7	+0,3575	+4935
	+0,1697	5,9	-0,6234	-13,7	+1,0085	+13921
	0,0000	0,0	0,0000	0,0	+1,2850	+17751

Динамика

Сила давления газов

Индикаторную диаграмму (см. рис. 1), полученную в тепловом расчете, развертываем по углу поворота кривошипа (рис. 5.1, a) по методу Брикса.

Поправка Брикса

R /λ/(2 M _s)=35∙0,285/(2∙1)=4,99 мм,

где M _s - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштаб развернутой диаграммы; давлений и удельных сил M_p =0,05 МПа в мм; полных сил M_p = M_РF _п=0,05∙0,003847=0,000192 МН в мм, M_p =192 Н в мм, углы поворота кривошипа M_φ =3˚ в мм, или

M’_φ =4π/OB=4∙3,14/81,7=0,0653 рад в мм,

где ОВ – длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развёрнутой диаграмме через каждые 10˚ угла поворота кривошипа определяют значение ∆ p_Г и заносят в гр. 2 сводной табл. 15 динамического расчета (в таблице значения даны через 30˚ и точка при φ=370˚).

Удельные суммарные силы

Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр.5): p=∆p_Г + p_j.

Удельная номинальная сила(МПа) p_N = ptgβ. Значения tgβ определяют для λ=0,285 по табл. 8.2 и заносят в гр. 6, а значения p_N – в гр.7.

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна(гр. 9): p_s = p(1/cosβ).

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа (гр. 11): p_k = p cos (φ+β)/ cos β.

Удельная (гр. 13) и полная (гр. 14) тангенциальные силы (МПа и кН):

p_T = p sin (φ+β)/ cos β и Т = p_TF _п= p_T 0,003847∙10³.

По данным табл. 14 построим графики изменения удельных сил p_j, p, p_s, p_N, p_k и p_T в зависимости от изменения угла поворота коленччатого вала φ (см. рис. 5.1).

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

по данным теплового расчета

по площади, заключенной между кривой p_T и осью абсцисс (см. рис. 5.1, г):

Т _ср= p _Tcp F _п=0,180∙0,003847∙10⁶=692 Н;

Ошибка Δ=(689 - 692)∙100/689=0,5%.

Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра (гр. 15)

М_кр.ц= TR=T ∙0,035∙10³ H∙м.

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

θ=720/ i =720/4=180˚.

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл. 15) через каждые 10˚ угла поворота коленчатого вала и по полученным данным построим кривую M _кр (рис. 5.1, д) в масштабе M_М =10 Н∙м в мм.

Средний крутящий момент двигателя:

по данным теплового расчета

M _{кр.ср .} = M_i = M_e / η_М= 79,6/0,8291=96 Н∙м;

по площади, заключенной под кривой M_кр (рис. 9):

Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис. 5.1, д)

M _кр.max=532 H∙м; M _кр.min= - 255 H∙м.

 

 

Таблица 15

	Циллиндры
φ	1-й	2-й	3-й	4-й	M кр, Н∙м
	φ криво-шипа	M кр.ц, Н∙м	φ криво-шипа	M кр.ц, Н∙м	φ криво-шипа	M кр.ц, Н∙м	φ криво-шипа	M кр.ц, Н∙м
		-73,3		-23,4		+52,5		-25,7	-69,8
		-132,5		-47,0		+90,1		-50,5	-139,9
		-166,2		-70,8		+105,2		-74,5	-206,3
		-169,1		-93,5		+113,3		-97,0	-246,3
		-142,8		-112,4		+115,7		-115,6	-255,1
		-94,5		-123,7		+128,0		-126,7	-216,9
		-34,9		-117,3		+139,7		-126,6	-139,2
		+24,2		-106,6		+153,6		-110,8	-39,6
		+73,5		-77,5		+172,7		-77,5	+91,1
		+107,1		-28,2		+186,6		-28,4	+237,1
		+123,2		+33,1		+186,4		+30,8	+373,5
		+123,7		+91,5		+171,7		+90,5	+477,4
		+112,4		+133,1		+147,0		+139,1	+531,6
		+93,5		+151,2		+117,1		+165,9	+527,7
		+70,8		+141,4		+85,7		+163,6	+461,5
		+47,0		+104,6		+55,5		+130,8	+337,8
		+23,4		+48,7		+26,9		+72,4	+171,4

Расчет поршневой группы

Заключение

В данном курсовом проекте были произведены тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя, кинематический, динамический расчет бензинового двигателя и расчет поршневой группы двигателя. Все расчеты показали целесообразность конструкции данного типа двигателя.

По результатам теплового расчета была построена индикаторная диаграмма и внешние скоростные характеристики карбюраторного двигателя.

По результатам кинематического и динамического расчетов бензинового двигателя были построены следующие диаграммы: диаграммы перемещения, скорости и ускорения поршня; диаграмма сил, действующих в кривошипно-шатунной механизме; диаграмма крутящего момента двигателя; полярная диаграмма нагрузки на первую шатунную шейку; диаграмма нагрузки на первую шатунную шейку, развернутая по углу поворота коленчатого вала; условная диаграмма износа первой шатунной шейки; полярная диаграмма нагрузки на вторую коренную шейку, развернутая по углу поворота коленчатого вала; условная диаграмма износа второй коренной шейки.

Также в ходе выполнения курсового проекта были закреплены знания, полученные при изучении теоретического курса дисциплины «Прикладные расчеты двигателей», освоена методика и получены практические навыки теплового расчёта и теплового баланса карбюраторного двигателя, кинематический и динамические расчеты бензинового двигателя и расчет поршневой группы.

 

Содержание

Введение………………………………………………………………………...5

1 Тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя…………6

1.1 Тепловой расчет…………………………………………………………….6

1.1.1 Топливо…………………………………………………………………...6

1.1.2 Параметры рабочего тела………………………………………………..7

1.1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы……………………9

1.1.4 Процесс впуска…………………………………………………………...9

1.1.5 Процесс сжатия………………………………………………………….11

1.1.6 Процесс сгорания……………………………………………………….13

1.1.7 Процессы расширения и выпуска……………………………………...16

1.1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла……………………………17

1.1.9 Эффективные показатели двигателя…………………………………..18

1.1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя………………………...19

1.1.11 Построение индикаторной диаграммы

карбюраторного двигателя………...……………………………………………...20

1.2 Тепловой баланс карбюраторного двигателя…………………………...24

2 Построение внешних скоростных характеристик

бензинового двигателя……………………………………………………………27

3 Расчет кинематики и динамики двигателя………………………………...30

3.1 Расчет рядного карбюраторного двигателя……………………………..30

3.1.1 Кинематика……………………………………………………………...30

3.1.1.1 Выбор λ и длины L_ш шатуна………………………………………….30

3.1.2 Динамика………………………………………………………………...33

3.1.2.1 Силы давления газов………………………………………………….33

3.1.2.2 Приведение масс частей кривошипно-

шатунного механизма……………………………………………………………..33

3.1.2.3 Удельные и полные силы инерции…………………………………..35

3.1.2.4 Удельные суммарные силы…………………………………………..35

3.1.2.5 Крутящие моменты…………………………………………………...36

3.1.2.6 Силы, действующие на шатунную шейку

коленчатого вала…………………………………………………………………..39

3.1.2.7 Силы, действующие на колено вала…………………………………42

3.1.2.8 Силы, действующие на коренные шейки……………………………45

4 Расчет основных деталей двигателя……………………………………….52

4.1 Расчет поршневой группы………………………………………………..52

4.1.1 Расчет поршня бензинового двигателя………………………………..52

4.1.2 Расчет поршневого кольца бензинового двигателя…………………..54

4.1.3 Расчет поршневого пальца карбюраторного двигателя………………55

Заключение…………………………………………………………………….59

Список использованных источников………………………………………...60

Введение

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проек­тируемого двигателя, а также проверить степень совершенства дей­ствительного цикла реально работающего двигателя.

В данном курсовом проекте основное внимание уделено расчету проектируемого двигателя. В связи с этим приводятся основ­ные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и после­дующих расчетов двигателя.

При расчете двигателя обычно задаются величиной номинальной мощности. Номинальной мощ­ностью N_e называют эффективную мощность, гарантируемую заводом - изготовителем для определенных условий работы. В автомо­бильных и тракторных двигателях номинальная мощность равна максимальной мощности при номинальной частоте вращения ко­ленчатого вала.

Диа­метр и ход поршня являются основными конструктивными пара­метрами двигателя. Диаметр цилиндра современных авто­мобильных и тракторных двигателей изменяется в достаточно уз­ких пределах 60 — 150 мм и в основном зависит от типа и назначе­ния двигателя. Ход поршня обычно характеризуется относительной величиной S/D, непосредственно связанной со скоростью поршня. В зависимо­сти от величины S/D различают двигатели короткоходные (S/D<1) и длинноходные (S/D> 1). Современные бензиновые двигатели проектируются с соотношением S/D=1.