Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания (стр. 1 из 18)
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
1. 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
2.1. 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];
Рr – давление остаточных газов, МПа
Рr = 1,05Р0 [2, стр. 43]
Рr = 1,05 · 0,1 = 0,105 МПа.
Коэффициент остаточных газов:
где
- температура остаточных газов, К
= 750 К [1, стр. 7] 
Температура газов в цилиндре:
2.2. Определение параметров конца сжатия
Давление газов в цилиндре:
где n1 – показатель политропы сжатия
n1 = 1,37 [1, стр. 9].
Температура газов в цилиндре:
2.3. Определение параметров конца сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива:
где gc, gн, g0 – элементарный состав топлива в долях кг, соответственно углерода, водорода и кислорода.
gc = 0,86; gн = 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];hu – низшая теплота сгорания топлива
hu = 42500 кДж / кг [1, стр. 14];
λ – степень повышения давления
λ = 1,6 [1, стр. 11].
Из последнего уравнения определяем Тz:
Давление в конце сгорания:
Степень предварительного расширения:
Степень последующего расширения:
2.4. 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:
