Тепловой и динамический расчёт двигателя

 

Министерство образования Республики Беларусь Учреждение образования «Полоцкий государственный университет»
КУРСОВАЯ РАБОТА по дисциплине «Автомобильные двигатели» на тему: «Тепловой и динамический расчёт двигателя» Задание №28
Выполнил
Проверил	Дудан А.В.
Новополоцк,  2012г

 

 

Содержание

 

Введение

 

Тепловой расчет двигателя служит для определения параметров рабочего тела в цилиндре двигателя, а также оценочных показателей рабочего процесса, для оценки мощностных и экономических показателей,  позволяющих оценить мощность и расход топлива.

В основе методики расчета лежит метод В.И. Гриневецкого, в дальнейшем усовершенствованный Е.К. Мазингом, Н.Р. Брилингом, Б.С. Стечкиным и др.

Проведение теплового расчета позволяет освоить связь между отдельными элементами рабочего цикла и получить представление о влиянии различных факторов на показатели двигателя в целом.

Задачей динамического расчета является определение сил, действующих в механизмах преобразования энергии рабочего тела в механическую работу двигателя.

В настоящей работе тепловой и динамический расчеты выполняются для режима номинальной мощности.

 

1. Исходные  данные для теплового расчета  поршневого двигателя внутреннего  сгорания.

 

• эффективная мощность двигателя Ne = 155 кВ;
• частота вращения коленчатого вала n = 2600 об/мин;
• число тактов τ = 4;
• число цилиндров и расположение цилиндров і = 6P;
• коэффициент избытка воздуха  α = 1,44;
• степень сжатия ε = 16;
• отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 1,20;
• прототип Renault 0.6 W4 (дизель).

 

 

 

2. Тепловой расчет и определение основных размеров двигателя

2.1.Процесс  наполнения

В результате данного процесса цилиндр двигателя наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются: Ро= 0,1Мпа (1,03кг/см2), Т0=298К.

Давление остаточных газов в зависимости от типа двигателя ; исходя из этого принимаем pr=0,105МПа.

Температура остаточных газов выбирается в зависимости от типа двигателя с учетом того, что для дизельных двигателей она изменяется в пределах Тг = 700...900 К, исходя из этого принимаем Tr = 750 К.

В зависимости от типа двигателя температура подогрева свежего заряда ΔТ=-5...30 К, примем ΔТ= 25 К

Давление в конце впуска  .

Величина потери давления на впуске колеблется в пределах: для дизельных двигателей = (0,04...0,18)Ро, тогда

 МПа

Тогда давление газов в цилиндре в конце впуска:

Ра=0,10-0,008=0,092 МПа.

Коэффициент остаточных газов вычисляется по формуле:

 

 

 

Величина коэффициента остаточных газов уг изменяется в пределах: для дизелей уг =0,02...0,06.

Температура газов в конце впуска:

 

 

 

В современных двигателях температура в конце впуска для дизелей Та=(310... 350) К.

 

 

Коэффициент наполнения вычисляется по формуле:

 

 

 

Величина коэффициента наполнения для дизелей изменяется в пределах: 0,80...0,90.

 

2.2 Определение  параметров конца сжатия

 Давление в конце  сжатия

=.

 Температура в конце  сжатия

=.

В этих формулах — показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах =1,34…1,42. Принимаем =1,34, тогда

 

==3,77 МПа

 

==864 К.

Для автотракторных двигателей давление и температура в конце сжатия изменяется в пределах (табл. 1):

Таблица 1

Тип двигателя	Рс.Мпа (кг/см2)	Тс, К
Дизели без наддува	3,5...5,5 (35...55)	700... 900

 

2.3 Определение  параметров конца сгорания

         Теоретически необходимое количество  воздуха необходимое для сгорания 1 кг жидкого топлива

=,

где ;; - средний элементарный состав топлива в долях кг соответственно углерода, водорода и кислорода.

Для дизельного топлива принимают:

=0,86;=0,13;=0,01;

 

==0,494

Количество кмолей свежего заряда для дизельных двигателей определяется по формле:

=,

где =1,44 - коэффициент избытка воздуха .

=

Количество продуктов сгорания при работе двигателя на жидком топливе при :

 

 

   Теоретический коэффициент молекулярного  изменения:

 

   Действительный  коэффициент молекулярного изменения:

 

Величина для дизелей изменяется в пределах =1,01...1,06.

Низшую теплоту сгорания дизельного топлива принимаем:

Ни = 42500 кДж/кг

Средняя мольная теплоёмкость свежего заряда определяется по формуле

m=20,16+1,74

Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания для дизельных двигателей определяется по формуле:

m=∙

Значение коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей  при работе на нормальном режиме ξ=0,65…0,85.

Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению:

g

Примем коэффициент использования тепла ξ=0,8.

Решая совместно два последних уравнения, находим

 

 

Величина теоретического максимального давления цикла:

===6,84 (МПа)

Действительное давление цикла

==6,84 МПа

Значения температуры и давления конца сгорания изменяются в следующих пределах (табл. 2):

 

Таблица 2

Тип двигателя	, К	, МПа (кг/см2)	, МПа (кг/см2)
Дизели без наддува	1800...2300	5...10 (50... 100)	5...10 (50... 100)

 

 

2.4 Определение параметров конца расширения

 Степень  предварительного расширения для  бензиновых двигателей

 

.

Численное значение степени повышения давления k выбирают в зависимости от процесса смесеобразования и типа камеры сгорания. Для неразделённой камеры сгорания: k= 1,7...2,2

Степень последующего расширения:

δ=;

.

Величина среднего показателя политропы расширения для дизельных двигателей =1,15…1,28. Выбираем =1,28

  Температура в конце расширения:

 

 

  Давление в конце расширения:

 

 

Примерные значения и для автотракторных двигателей следующие:

Таблица 3

Тип двигателя	, МПа (кг/см2)	, К
Дизели без наддува	0,2...0,4 (2 ..4)	1000...1200

 

 

2.5 Определение параметров конца выпуска

  Параметрами процесса выпуска (Pr и Tr) задаются в начале расчёта процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин Pr и Tr проверяется по формуле поф. Е.К. Мазгина:

 

 

  Погрешность вычислений составляет:

 

  Т.к. погрешность вычислений не  превышает 10%, то величина Tr выбрана правильно.

2.6 Определение  индикаторных показателей

Среднее индикаторное давление теоретического цикла для бензиновых двигателей рассчитывается по формуле:

 

 

Среднее индикаторное давление действительного цикла

;

 где  - коэффициент полноты диаграммы, который принимается для дизелей =0,92…0,95. Принимаем =0,94

=0,94∙0,828=0,778 МПа,

 Индикаторный  КПД для двигателей с искровым  зажиганием рассчитывается по  формуле 

 

 

Величина индикаторного КПД для дизелей = 0,40…0,53.

Удельный индикаторный расход топлива:

 

 

Удельный индикаторный расход топлива для дизелей=163…220 г/кВт∙ч.

 

2.7 Определение  эффективных показателей двигателя

Механический КПД для дизелей =0,70…0,80. Принимаем =0,75. Тогда среднее эффективное давление:

=  ∙;

=0,778∙0,75=0,581 МПа,

а эффективный КПД:

=∙

=0,382∙0,75=0,286

 Удельный  эффективный расход топлива:

 

 

Для существующих двигателей эффективные показатели могутиметь следующие величины (табл. 4):

Таблица 4

Двигатели
	%	МПа
Дизели	30…42	0,45…0,85	5…8	210…280	150…210

 

2.8 Определение  основных размеров цилиндра и  показателей поршневого двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя

 

где,=155 кВт;

     =0,581 МПа;

     =2600 ;

     =4 для четырёхтактных двигателей

 

Рабочий объём одного цилиндра:

 

где i- число цилиндров двигателя.

 

Диаметр цилиндра:

 

 

Ход поршня:

 

 

         Полученные теоретически значения D и S исходя из практических соображений  приближаем до ближайшего числа  оканчивающегося на 0 или 5. По окончательно  принятым значениям D=0,130 м и S=0,160 м определяем основные показатели  и литраж двигателя:

  Литраж  двигателя:

 

 

 

эффективную  мощность:

 

 

эффективный крутящий момент:

 

 

среднюю скорость поршня:

 

 

Часовой расход жидкого топлива:

 

 

Определим погрешность вычислений :

 

Литровая мощность определяется по формуле:

 

 

Величина литровой мощности для автотракторных дизельных двигателей  колеблется в пределах:  Nл = 12…40 кВт/л.

 

2.9 Анализ  полученных результатов

       Проведя тепловой расчёт, определил  параметры рабочего тела в  цилиндре двигателя, давления в  камере сгорания и температуру  рабочего тела, а также произвел  оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры  двигателя и оценить его мощностные  и экономические показатели.

       Так как данные расчёта не  вышли за пределы средней расчётной  величины для каждого сгорания, то тепловой расчёт выполнен  верно и погрешность расчётов  является минимальной величиной.

        Погрешность вычислений  составила , а погрешность выбора температуры Tr составила 2,8%<10%.

 

 

3. Динамический расчет

Порядок выполнения расчета для поршневого двигателя

Динамический расчет кривошипно-шатунный механизм выполняется с целью определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. Результаты динамического расчета используются при расчете деталей двигателя на прочность и износ.

В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме,  непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для характера изменения  сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда различных положений вала через каждые 30 град ПКВ. В отдельных случаях  через 10 град ПКВ.

Последовательность выполнения расчета следующая:

1. Строим индикаторную диаграмму в координатах р-V.
2. Перестраиваем индикаторную диаграмму, выполненную по результатам теплового расчета, в координаты р-φ.
3. Определяем силу давления газов на днище поршня для положений коленчатого вала, отстоящих друг от друга на 30° ПКВ в пределах (0…720)° ПКВ.

За начало отсчета принимаем такое положение кривошипа, когда поршень находится в начале такта впуска.

Силу давления газов на днище поршня определяем по формуле:

                                           (1)

где

Результаты расчета заносятся в табл. 5.

4. Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:

                              (2)

Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения:

                ,                                           (3)

где - доля массы шатуна, отнесенная к возвратно-поступательно движущимся массам  .

Значения mп и mш вычисляются:

,

,

где – площадь днища поршня.

 

Угловая скорость ω,  входящая в формулу(2):

,                  (4)

 

При известной величине хода поршня S радиус кривошипа:

                                                            (5)

5. Находим суммарную силу, действующую в кривошипно-шатунном механизме. Определение этой силы ведем путем алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс: