скачать Содержание
Введение

1 Расчет и выбор исходных параметров

2 Тепловой расчет проектируемого двигателя

3 Расчет и построение внешней скоростной характеристики

4 Динамический расчет КШМ с применением ЭВМ

5 Патенто-информационный поиск аналогов заданного типа ДВС

6 Обоснование и выбор механизмов и систем проектируемого двигателя

7 Расчет масляного насоса

8 Технические характеристики двигателя

Заключение

Список литературы

1 Расчет и выбор исходных параметров

N_e=,

где М= 1800 кг – полная масса автомобиля,

ψ_v= 0.02 – коэффициент дорожного сопротивления,

V_max= 1800 км/ч = 47.2 м/с – максимальная скорость автомобиля,

k_β= 0.3 – коэффициент сопротивления воздуха,

F=B*H= 1.53*1.43= 2.2 м² – площадь лобового сопротивления,

В – колея передних колес,

Н – высота автомобиля,

η_т – КПД трансмиссии.

N_e==95.63 кВт.

2 Тепловой расчет двигателя
Для данного двигателя выбираем топливо бензин АИ-93.сотав данного топлива:

C=0.855; H=0.145; m_T=115 кг/кмоль.

Определим низшую теплоту сгорания топлива:

H_u= (33.91*C + 103.01*H)*10³= 43925.5 (кДж/кг).

Определим параметры рабочего тела.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного кг топлива:

L₀==0.51 кмоль возд/кг топл,

l₀==14.96 кг возд/кг топл.

Количество горючей смеси:

M₁==0.49 кмоль св. смеси/ кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

M_CO=0.277*(1-α)*L₀=0.277*0.05*0.51= 0.007 кмоль/кг,

M_CO2== 0.064 кмоль/кг,

M_H2=0.5* M_CO=0.5*0.007= 0.0035 кмоль/кг,

M_N2=0.79*α* L₀=0.79*0.95*0.51= 0.384 кмоль/кг,

M_H2O==0.069 кмоль/кг,

M_O2=0.

Общее количество продуктов сгорания:

M₂= M_CO + M_CO2+ M_H2+ M_N2+ M_H2O= 0.007 + 0.064 + 0.0035 + 0.384 + +0.069= 0.5279 кмоль/кг.
Параметры окружающей среды и остаточных газов.

Давление и температура окружающей среды:

P₀=0.1 МПа, Т₀=293 К.

Давление и температура остаточных газов:

Р_г=1.2* P₀=1.2*0.1= 0.12 МПа,

Т_г=1000 К.

Рассчитаем параметры в конце впуска.

Давление газов в цилиндре:

P_а= P₀ - ΔP_а=0.1- 0.01= 0.09 МПа,

где ΔP_а=0.01 МПа – потери давления на впуске.

Коэффициент остаточных газов:

= 0.054,

где ΔТ=10 К – температура подогрева свежего заряда.

Температура в конце впуска:

Т_а== 338.77 К.

Коэффициент наполнения:

= 0.83.
Рассчитаем давление и температуру в конце сжатия.

Р_С== 1.81 МПа,

Т_С== 776.9 МПа,

где n₁- показатель политропы сжатия

n₁== 1.38.
Рассчитаем давление и температуру в процессе сгорания.

,

где mC_V= 20.16+1.74*10^-3Т_С= 21.51 кДж/кмоль К – средняя мольная теплоемкость свежего заряда,

mC_V˝=(18.4+2.6α) + (1.6+1.4α)*10^-3Т_Z= 20.87+2.93*10^-3Т_Z - средняя мольная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме,

=1.08 - коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси,

=0.85 – коэффициент использования тепла,

ΔН_u=119950*(1-α)* L₀=119950*0.05*0.51= 3070.15 кДж/кг – количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания,

Тогда получим уравнение вида:

0.0031 Т_Z² + 22.56 Т_Z - 84463.56=0,

откуда Т_Z=2711.3 К.

Давление в конце сгорания теоретическое:

Р_Z=µ Р_С=1.08*1.81*2711.3/776.9= 6.85 МПа.

Действительное давление в конце сгорания:

Р_Z´=0.85*Р_Z=0.85*6.85= 5.83 МПа.
Процесс расширения.

Давление и температура в конце расширения:

Р_b== 0.47 МПа,

Т_b== 1630.4 К,

где n₂ – показатель политропы расширения.

n₂=1.21+=1.21+130/5450= 1.23.

Рассчитаем индикаторные и эффективные параметры рабочего цикла, основные параметры цилиндра и двигателя.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

P_IHC== 1.15 МПа.

Действительное среднее индикаторное давление:

P_I= P_IHC*φ_n=1.12*0.95= 1.09 МПа,

где φ_n= 0.95 – коэффициент полноты диаграммы.

Индикаторный коэффициент полезного действия:

= 0.36,

где ρ_k= 1.189 кг/м – плотность заряда на впуске.

Удельный индикаторный расход топлива:

g_i== 229.01 г/кВт ч.

Среднее давление механических потерь:

P_м=a+b*C_n3,

где C_n3 – скорость поршня,

a, b – коэффициенты (a=0.04, b=0.011).

C_n3== 15.07 м/с.

Ходом поршня S=83 мм задаемся предварительно из аналогичного двигателя.

P_м=0.04+0.011*15.07= 0.21 МПа.

Среднее эффективное давление:

P_e= P_I – P_м=1.09-0.21= 0.89 МПа.

Механический к.п.д.:

= 0.81.

Литраж двигателя:

V_n== 2.36 л.

Рабочий объем цилиндра:

V_h== 0.47 л.

Диаметр цилиндра:

D== 86 мм.

Ход поршня:

S=D*(S/D)=86*0.96= 82 мм.

Скорость поршня:

C_n== 14.93 м/с.

Получили что C_n3–C_n< 0.5 м/с.

Определим параметры двигателя по окончательно принятому значению S= 82 мм.

Литраж двигателя:

V_n=i*V_h= = 2.36 л.

Эффективная мощность:

N_e== 95.63 кВт.

Литровая мощность:

N_n== 40.42 кВт/л.

Эффективный крутящий момент:

M_e== 167.65 Нм.

Эффективный КПД:

η_e= η_м* η_i=0.81*0.36= 0.29.

Удельный эффективный расход топлива:

g_e== 281.97 г/кВт ч.

Часовой расход топлива:

G_T= g_e* N_e*10^-3=281.97*95.63*10^-3= 26.97 кг/ч.

3 Расчет и построение внешней скоростной характеристики

Внешней скоростной характеристикой двигателя называется зависимость основных параметров двигателя (N_e, М_e, G_T, g_e) от частоты вращения коленвала двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке.

Для построения внешней скоростной характеристики рассчитаем значения N_e, М_e, G_T, g_e при различных значениях частоты вращения коленвала, от 0.2ω_n до 1.2ω_n , где ω_n – частота вращения, соответствующая максимальной мощности.

Рассчитаем при ω_x=0.2ω_n

N_ex==22.19 кВт,

где a=b=c=1.

M_e==0.02 кНм.

g_e==281.97 г/кВтч.

G_T==6.25 кг/ч.

Результаты остальных расчетов сведем в таблицу.

	0.2ωn	0.4ωn	0.6ωn	0.8ωn	ωn	1.2ωn
ωe, рад/с	1090	2180	3270	4360	5450	6540
Nex, кВт	22.19	47.43	71.15	88.74	95.63	87.2
Me, кНм	0.02	0.021	0.022	0.02	0.018	0.013
ge, г/кВтч	281.97	248.13	236.85	248.13	281.97	338.36
GT,кг/ч	6.25	13.37	20.06	25.1	26.96	24.59

5 Патенто-информационный поиск аналогов заданного типа ДВС

В качестве прототипа для проектируемого двигателя выберем двигатель автомобиля Audi 100 2.3E. Его основные характеристики:

Объем двигателя, см3	2309
Номинальная мощность, кВт	98
Номинальная мощность, л.с.	133
Отношение хода поршня к его диаметру, S/D	82.5/86.4
Степень сжатия	8.8

7 Расчет масляного насоса

Масляный насос служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы бывают шестеренчатые и винтовые. Наиболее распространенными являются шестеренчатые насосы. Расчет масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен.

Общее количество тепла, выделяемого топливом в течение одной секунды: Q₀= = 329.1 кДж/с.

Количество тепла, отводимого маслом от двигателя:

Q_м= 0.021Q₀ = 0.021*329.1 = 6.91 кДж/с.

Циркуляционный расход масла:

V_ц= = 0.00037 м³/с.

где с_м=2.094 кДж/кг К – теплоемкость масла,

ρ_м= 900 кг/м³ - плотность масла,

ΔТ_м= 10 К – температура нагрева масла в двигателе.

Циркуляционный расход масла с учетом стабилизации давления масла в системе:

V´= 2V_ц = 2*0.00037 = 0.00074 м³/с.

Расчетная производительность насоса:

V_р== 0.0011 м³/с,

где η_р= 0.7 – объемный коэффициент подачи.

Модуль зацепления зуба m = 5 мм = 0.005 м.

Высота зуба h= 2m = 10 мм = 0.01 м.

Число зубьев шестерен z =12.

Диаметр начальной окружности шестерни:

D₀= z*m= 12*5 = 60 мм = 0.06 м.

Диаметр внешней окружности шестерни:

D= m*(z+2) = 5*14 = 70 мм = 0.07 м.

Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни u_н = 7.33 м/с.

Частота вращения шестерни (насоса):

n_н== 2000 об/мин.

Длина зуба шестерни:

b== 0.018 м.

Рабочее давление масла в системе p = 0.4 МПа.

Механический кпд масляного насоса η_м.н = 0.87.

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

N_н== 0.51 кВт.

Список использованной литературы
1 Автомобильные двигатели. Учебник под ред. М.С.Ховаха – М.: Машиностроение, 1997. – 391 с.

2 Колчин А.Л., Демидов В.В. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высшая школа,1980. – 400 с.

3 Скребунов А.М. Силовые установки автотранспортных средств. Методические указания к контрольной работе. Могилев,1996. – 25 с.
скачать