Проектирование и расчет двигателей внутреннего сгорания

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации ФГОУ ВПО «Тюменская государственная сельскохозяйственная академия»

Кафедра «Сельскохозяйственных и мелиоративных машин»

Дисциплина «Тракторы и автомобили»

Курсовой проект На тему: «Проектирование и расчёт двигателей внутреннего сгорания»

Выполнил Толкачев О.В.

г. Тюмень 2013 г.

1. Аналитический обзор Исходные данные: Fкр =64 кН По исходным данным мною был подобран трактор который наиболее подходит под эту характеристику по технико-экономическим показателям это трактор

КИРОВЕЦ — К-701М на сдвоенных колёсах.

Таблица 1. Технические характеристики

Шина колесного движителя под действием вертикальной нагрузки деформируется и погружается в почву на глубину, при которой наступает равновесие менаду суммирующимися по контактной поверхности удельным давлением шины и удельным сопротивлением почвы. Чтобы снизить удельное давление на почву со стороны ходовой части, на тракторах «Кировец» применяют уширенные шины увеличенных типоразмеров и сдваивают шины с использованием специальных приспособлений, устанавливаемых на торцах конечных передач ведущих мостов. Сдвоенные колеса устанавливают в следующей последовательности. Отворачивают серийные гайки, вынимают прижимы и выворачивают шпильки из водила конечной передачи. Наворачивают на длинные шпильки гайки, устанавливают прижимы, заворачивают шпильки в водило до отказа и вращением гаек закрепляют обод. Устанавливают распорное кольцо в конусную поверхность основного колеса, прижимают его дополнительным колесом, устанавливают на шпильки прижимное кольцо и вращением гаек закрепляют дополнительное колесо. Доводят давление воздуха в основных шинах до 0,11 МПа (1,1 кгс/см²) и в дополнительных — до 90 кПа (0,9 кгс/см²). Обкатывают тракторы в течение 1,5 ч, подтягивая гайки крепления колес через каждые 30 мин.

Результаты сравнительных хозяйственных испытаний трактора «Кировец» с различной шириной колеи показали, что производительность в среднем возросла на 7…11%, а расход топлива на единицу обработанной площади снизился на 8…19% по сравнению с серийным.

При работе на сдвоенных шинах глубина колеи при влажности более 26% значительно меньше, чем при одинарных шинах, а физические характеристики почвы по колее значительно ближе к параметрам неуплотненной почвы вне колеи.

Рис. 1. Зависимость силы сопротивления движения (Р_f) и касательной силы тяги трактора (P_к) от ширины контакта колес с почвой (В) Согласно рис. 1, видно, что при увеличении ширины контакта колеса трактора с почвой повышаются сила сопротивления движению с 21,9 кН до 25 кН и касательная сила тяги трактора с 35 кН до 73 кН при увеличении ширины колеса с 0,8 до 1,6 м, то есть возрастание касательной силы тяги происходит более интенсивно по сравнению с силой сопротивления. Следовательно, увеличение ширины контакта движителя с почвой позволит увеличить тяговое усилие трактора и снизить техногенное воздействие на почву.

На сдвоенных шинах при массе 15 600 кг трактор К-701 может развить на стерне тяговое усилие 70… 75 кН (7000…7500 кгс) при скорости 7…8 км/ч и буксовании 12…15% и 75…80 кН (7500…8000 кгс) при скорости 6 км/ч и буксовании 20%. На стерне при тяговом усилии более 47,5 кН (4750 кгс) и скорости движения выше 10 км/ч.

Тяговый КПД на сдвоенных шинах по сравнению с одинарными снижается из-за увеличения коэффициента сопротивления движению. На поле, подготовленном под посев, тяговый КПД трактора К-701 на сдвоенных шинах при скорости более 8 км/ч и тяговом усилии менее 50 кН (5000 кгс) ниже, чем на одинарных шинах, также из-за увеличения относительных потерь на передвижение трактора. Диапазон максимальных значений тягового КПД с 9…11 км/ч смещается в сторону пониженных скоростей (8…10 км/ч). Учитывая это, трактор К-701 целесообразно использовать со сдвоенными шинами на операциях, ограниченных по скорости. Например, на противоэрозионной обработке почвы работа допускается па скорости 8 км/ч, так как при имеющихся конструкциях рабочих органов плоскорезов при большей рабочей скорости земля выбрасывается из-под стоек и засыпает стерню.

Применение трактора К-701 со сдвоенными шинами на глубоком рыхлении зяби с тремя плоскорезами КПГ-2,2 па скорости 8 км/ч позволяет сохранить стерню и повысить сменную производительность на 40…45%.

2. Подбор двигателя для проектируемой машины

2.1 Расчет номинальной мощности двигателя Расчет номинальной мощности двигателя производится с учетом номинального тягового усилия трактора, силы сопротивления качению, массы трактора, потерь на трение в трансмиссии и необходимого запаса мощности двигателя.

Учитывая вышеизложенное, номинальная мощность двигателя P_е определяется по формуле

кВт, где F_н номинальная сила тяги на крюке — (Н);

V_н -расчетная скорость движения на низшей рабочей передаче при номинальной силе тяги, м/с, принимаем равной 4,9 км/ч или 1,36 м/с;

m_э — эксплуатационная масса трактора (кг), принимаем табличную 14 570 кг;

g — ускорение свободного падения (м/с²);

f — коэффициент сопротивления качению движителя трактора, принимаем по таблице для вспаханного поля равным 0,18;

_тр — КПД, учитывающий потери мощности в трансмиссии и

определяемый по формуле

где _ц и _к — соответственно КПД цилиндрической и конической пары шестерен. Принимаются равными _ц =0,985 и _к = 0,975;

_х — КПД, учитывающий потери мощности на холостом ходу; принимается _х = 0,96;

n₁ и n₂— степенные показатели числа пар шестерен, работающих в трансмиссии на данной передаче;

к_з — коэффициент запаса мощности двигателя — 0,85.

В аналитическом обзоре я взял существующий двигатель ЯМЗ-8423.10 мощностью 246 кВт что на 34% больше расчётного предполагаю что выбранный мной двигатель позволит добиться требуемого тягового усилия (64 кН) и на более высоких скоростях.

3. Тепловой расчёт дизельного двигателя

3.1 Исходные данные:

мощность P_e=246 кВт частота вращения n_e = 1900 мин^-1

степень сжатия е =15,2

число цилиндров i = 8

коэффициент избытка воздуха б =до 2,1

коэффициент наполнения =0,80

топливо дизельное состава: С=86,5%; Н=12,5%; О=1%,

коэффициент выделения теплоты =0,8

давление и температура воздуха р₀=0,1013 МПа, Т₀=288 К,

температура отработавших газов Т_r=800 К

3.2 Процесс впуска Учитывая сравнительно невысокую частоту вращения коленчатого вала и выбранную для данного типа дизеля степень сжатия е =15,2, можно принять температуру подогрева свежего заряда

Давление остаточных газов Коэффициент остаточных газов

Давление в конце впуска Температура в конце впуска

Расчётный коэффициент наполнения Погрешность расчётного и принятого коэффициентов не превышает 4%,

3.3 Процесс сжатия Давление в конце сжатия Где n₁— показатель политропы сжатия,

Температура, рабочей смеси в конце процесса сжатия

3.4 Процесс сгорания Выделяются продукты сгорания следующего состава:

Общее количество молей продуктов сгорания Химический коэффициент молекулярного изменения действительный коэффициент молекулярного изменения

Действительное количество молей воздуха для сгорания 1 кг топлива при составит Средняя молярная теплоёмкость свежего заряда для дизеля Подставляя значения температуры сжатия, получим Средняя молярная теплоёмкость продуктов сгорания Подставляя значение коэффициента избытка воздуха б=2,1, получим:

Теплотворная способность топлива определяется с учётом формы камеры сгорания и процесса смесеобразования. Для дизелей данного типа низшую теплотворную способность топлива предпочтительнее определять по формуле Где S и W — соответственно содержание серы и влаги в топливе, которые при расчётах не учитываются из-за их практически малого значения.

Подставляя численные значения, получим Используя значения полученных параметров, определяем максимальную температуру газов в конце сгорания:

где 8,314 — универсальная газовая постоянная, кДж/(кг*К). — степень повышения давления, для дизелей с неразделёнными камерами сгорания (прямоструйных) она лежит в пределах 1,85…2,6, а предкамерных — 1,3…1,9. Для данного типа дизеля (прямоструйного) принимаем

Подставляя численные значения величин в уравнение сгорания, получим После преобразований получаем квадратное уравнение Решая уравнение относительно Т_z, определим температуру в конце сгорания:

Давление p_z, в конце сгорания

3.5 Процесс расширения Степень предварительного расширения в дизеле (точки р_z — p_z^/ индикаторной диаграммы) определяют из выражения:

Степень последующего расширения (до точки b^/ индикаторной диаграммы):

Учитывая догорание заряда на линии рабочего хода, принимаем для дизеля показатель политропы расширения .

Тогда давление в конце расширения:

Температура в конце расширения :

3.6 Основные параметры, характеризующие работу дизеля Среднее индикаторное давление нескруглённой диаграммы

Среднее индикаторное давление скруглённой диаграммы где — коэффициент полноты диаграммы;

Среднее значение работы трения (механических потерь) для дизелей с предкамерным смесеобразованием где — средняя скорость поршня, предварительно принято

Среднее эффективное давление Механический КПД Индикаторный КПД

Удельный индикаторный расход топлива Удельный эффективный расход топлива Эффективный КПД Термический КПД где показатель адиабаты сжатия к=1,4.

Тогда

3.7 Определение основных размеров двигателя Исходя из заданного значения номинальной мощности N_e, частоты вращения коленчатого вала n_e, числа цилиндров i, тактности ф, а также среднего эффективного давления p_e, находим литраж двигателя V_h:

Диаметр цилиндра для двигателя с i=8 и

Ориентируясь на прототип окончательно принимаем D = 140 мм.

Ход поршня равен диаметру цилиндров, а так как, то S_n = D = 140 мм.

Радиус кривошипа Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна определяется величиной л_д:

Значение л_Д в современных двигателях находится в пределах 0,23…0,31, выбрав л_Д = 0,244, определим длину шатуна L (по межосевому расстоянию)

Средняя скорость поршня

Литровая мощность

Площадь поршня

4. Построение индикаторной диаграммы Масштабы диаграммы Масштаб хода поршня М_S= 1 мм в мм.

Масштаб давлений М_Р= 0,05 мПа в мм.

Приведённые величины рабочего объёма цилиндра и объёма камеры сгорания соответственно.

АВ= S/М_S=140/1= 140 мм, ОА= АВ/(е-1)= 140/(15,2−1)=9,86 мм Максимальная высота диаграммы (точка z)

р_z/М_р=8,51/0,05= 170,2 мм Координаты характерных точек.

р_а/М_р=0,086/0,05=1,72 мм; р_с/М_р=3,7/0,05=74 мм;

р_b/М_р=0,3/0,05=6 мм; р_r/М_р=0,1124/0,05=2,248 мм;

р₀/М_р=0,1013/0,05=2,026 мм;

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом.

а) политропа сжатия

ОВ=ОА+АВ=140+9,86=149,86 мм б) политропа расширения

Таблица 2

Рисунок 2

5. Кинематический расчёт двигателя Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимаем л = 0,244,при этих условиях Угловая скорость вращения коленчатого вала Скорость поршня Таблица 3. Ускорение поршня

Рисунок 3

6. Динамический расчёт двигателя Приведение масс деталей КШМ:

Масса поршневой группы (для поршня из чугуна) Масса шатуна (для стального кованого шатуна принято)

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесовшатуна (для литого чугунного вала принято)

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение

Массы, совершающие вращательное движение

Силы действующие в КШМ Удельные и полные силы инерции Удельная сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Центробежная сила инерции вращающихся масс Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа Удельная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца

Удельная нормальная сила

Удельная сила действующая вдоль шатуна Удельная сила, действующая по радиусу кривошипа Удельная и полная тангенциальные силы Крутящие моменты Крутящий момент одного цилиндра Период изменения крутящего момента с интервалами между вспышками Таблица 4

Таблица 5

Таблица 6

Рисунок 4

Рисунок 5

Рисунок 6

Рисунок 7

7. Построение расчётной скоростной характеристики двигателя Расчётные точки скоростной характеристики Принимаем

Мощность в расчётных точках, кВт:

Эффективный крутящий момент, Нм Среднее эффективное давление, МПа

Индикаторный крутящий момент, Нм Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт*ч)

Часовой расход топлива, кг/ч

Результаты расчётов заносим в таблицу Таблица 7

Рисунок 8

8. Расчёт механизма двигателя Расчёт поршневой группы Рисунок 9. Расчётная схема поршневой группы Расчёт поршня Таблица 8. Исходные данные

Таблица 9

Напряжение изгиба в днище поршня

Напряжение сжатия в сечении х-х Напряжение разрыва в сечении х-х Максимальная угловая скорость холостого хода Напряжение изгиба первой кольцевой перемычки Напряжение среза первой кольцевой перемычки Суммарное напряжение первой кольцевой перемычки

Расчёт поршневого кольца Среднее давление кольца на стенку цилиндра.

Давление кольца на стенку цилиндра в разных точках окружности определяем по формуле Результаты расчёта заносим в таблицу Таблица 10

По этим данным строим грушевидную эпюру давлений кольца на стенки цилиндра Рисунок 10

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень Монтажный зазор в замке поршневого кольца где ?^/_k =0,08 мм, Т_ц =493 Т_k=383 и Т₀=293 ⁰К Таблица 11. Расчёт поршневого пальца

Расчётные силы действующие на поршневой палец:

газовая инерционная расчётная Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна Удельное давление пальца на бобышку Напряжение изгиба в среднем сечении пальца Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации Напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

В горизонтальной плоскости (точки 1, ш=0⁰)

В вертикальной плоскости (точки 3, ш=900)

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

В горизонтальной плоскости (точки 2, ш=0⁰)

В горизонтальной плоскости (точки 4, ш=90⁰)

Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости.

9. Расчёт системы двигателя Расчёт системы жидкостного охлаждения При номинальной мощности N_e=246 кВт ёмкость системы охлаждения

V_охл в дм³ выбираем из диапазона значений:

V_охл=(0,18…0,24) • N_e;

Принимаем V_охл=94дм³

Жидкостный насос Принимаем:

— количество теплоты отводимой охлаждающей жидкостью от двигателя

— средняя теплоёмкость жидкости с_ж= 4187Дж/(кг*К)

— средняя плотность жидкости с_ж= 1000 кг/м³

— температурный перепад жидкости в радиаторе? Т_ж=10 К.

Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения двигателя G_ж в м²/с;

Принимаем коэффициент подачи насоса з_н=0,85

Расчётная производительность насоса

Принимаем механический КПД насоса з_м =0,9

Принимаем гидравлический КПД насоса з_h=0,65

Мощность потребляемая жидкостным насосом Жидкостный радиатор Принимаем:

— средняя теплоёмкость воздуха с_возд= 1000Дж/(кг*К)

— температурный перепад воздуха в радиаторе? Т_возд=25 К.

— температура воздуха перед в радиатором Т_{возд.вх}=313 К.

— количество теплоты, отводимой от двигателя через охлаждающую жидкость к окружающему воздуху Q_возд= Q_охл=270 600 Дж/с Количество воздуха проходящего через радиатор Массовый расход жидкости, проходящей через радиатор Средняя температура охлаждающего воздуха проходящего через радиатор

Средняя температура жидкости в радиаторе Коэффициент теплопередачи радиатора принимаем К=160 Вт/(м²•К) Поверхность охлаждения радиатора Вентилятор Принимаем:

— напор создаваемый вентилятором? р_mр=760 Па,

— скорость воздуха перед фронтом радиатора щ_возд=20 м/с Фронтовая поверхность радиатора

Диаметр радиатора Мощность затрачиваемая на привод вентилятора

10. Предложения по применению двигателя Модели данного семейства выпускаются с турбонаддувом и охлаждением воздуха в теплообменнике типа «воздух-воздух», встроенном в двигателе. Маслорадиатор встроен в двигатель. По заказу на двигателе возможна установка маслорадиатора трансмиссии. Предназначены для установки на карьерные самосвалы БелАЗ грузоподъемностью 42−55 тонн, многоосные тягачи, промышленные тракторы, стационарные установки. Назначение: самосвалы «БелАЗ» полной массой до 70, 75, 80, 95 тонн, изделия КЗКТ МО РФ, МЗКТ, ИЗТМ, тягачи, шассии МЗКТ, промышленные тракторы, трубоукладчики ЧЗПТ, колесные бульдозеры, погрузчики ЧЗПТ, стационарные установки. Создание новых двигателей семейства 140×140, в том числе для спецтехники Министерства обороны.

двигатель дизель скоростной кинетический

Используемая литература

1. Пузанков А. Г. Конструкция, теория и расчёт. -М.: Издательский центр «Академия», 2007. -544с.

2. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. — М.: Высшая школа, 2002.

3. Котиков В. М., Ерхов А. В. Тракторы и автомобили. — М.:Издательский центр «Академия», 2008. — 416с.

4. Баловнёв В. И., Данилов Р. Г. Тракторы и автомобили: краткий справочник. — М.: Издательский центр «Академия», 2008. — 384с.