Тепловой и динамический расчет двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Двигатели внутреннего сгорания относятся к наиболее распространенным тепловым машинам. Эти двигатели, работающие на жидком топливе нефтяного происхождения, явились надежной основой развития автотракторостроения.

Факторами, влияющими на конструкцию ДВС, являются необходимость увеличения удельной мощности, повышение надёжности и возможность использования двигателей в различных условиях эксплуатации при минимальных расходах топлива, стоимости и затратах материалов.

Экономичность и надежность двигателей в значительной степени зависят от систем питания, охлаждения, смазки, автоматизации, регулирования и других систем.

Поэтому рассмотрения особенностей работы, конструирования и расчета этих систем имеет важное значение.

Реферат

Курсовой проект содержит:21 страница, 1 таблица, 3 рисунка, 5 источников литературы, 1 лист формата А1.

Объектом курсового проекта является дизельный, восьмицилиндровый двигатель внутреннего сгорания. Целью курсового проекта является овладение методикой и навыками самостоятельного решения задач.

В процессе выполнения курсового проекта выполнил все заданные задачи, а именно произвел расчет и обоснование по следующим пунктам: выбор типа камеры сгорания, выбор коленчатого вала, тепловой расчет двигателя, тепловой баланс двигателя, кинематический и динамический расчет КШМ, а также и построение диаграмм на чертежном формате А1.

Оглавление

Введение

1. Выбор типа и основных параметров двигателя внутреннего сгорания

2. Тепловой расчёт двигателя

3. Построение индикаторной диаграммы и определение основных показателей работы двигателя

4. Определение основных размеров и комплексных показателей двигателя

5. Тепловой баланс двигателя

6. Кинематический и динамический расчёт кривошипно-шатунного механизма двигателя

Библиографический список

двигатель тепловой кривошипный

1. Выбор типа и основных параметров двигателя внутреннего сгорания

По исходным параметрам выбираю тип двигателя - дизельный. При выборе данного типа двигателя я учитывал следующие преимущества дизельного двигателя перед карбюраторным двигателем, такие как:

- высокие агрегатные мощности;

- менее токсичность отработавших газов;

- большей моторесурс;

- возможная “всеядность”

- высокая топливная экономичность;

- эффективный к.п.д.

По исходным параметрам для четырехцилиндрового двигателя я принимаю рядное расположение цилиндров. Основное преимущество рядных двигателей состоит в их компактной конструкции.

Принимаю полуразделенную камеру сгорания ЦНИДИ вихривое число которого равна около 10, тип смесеобразования обьёмно-плёночный.

Рисунок 1 Схема камеры сгорания ЦНИДИ

В камере ЦНИДИ примерно 35-40% цикловой подачи топлива подаётся на стенку или в пристеночный слой. Следует отметить более мягкую динамику процесса сгорания и снижение износа деталей цилиндропоршневой группы дизелей.

Смесеобразование

При камере ЦНИДИ приходится 78-84 объема камеры сжатия, а отверстие распылителя располагается таким образом, со значительная часть впрыскиваемого топлива под малым углом попадает на стенки камеры и организованным движением воздуха также “размазывается” по поверхности. Значительная часть топлива оказывается впрыснутой и в объем камеры в поршне. Как и при пленочном смесеобразовании, воспламеняется топлив, впрыснутое в объем камеры в поршне(количество топлива в надпоршневой полости оказывается недостаточным для самовоспламенения, т.к. за счет радиального перетекания оно перешла в камеру в поршне). В итоге обеспечивается сравнительно малая жесткость процесса сгорания и относительно небольшое максимальное давление сгорания(=6-7МПа). В двигателях с такими камерами расход топлива примерно на 6 ниже, чем в предкамерниках.

Недостатком этих двигателей является сравнительная низкая термостойкость острых кромок камеры и высокая чувствительность к показателям работы топливной аппаратуры, определяющим качество образования топливной пленки. восьмицилиндровые четырехтактные двигатели могут выполняться с плоскими коленчатыми валами (с расположением колен под углом рисунок 2.)



Рисунок 2. Схема коленчатого вала восьмицилиндрового четырехтактного двигателя.

Эту схему можно рассматривать как схему, полученную с добавлением к схеме коленчатого вала четырехцилиндрового двигателя ее зеркальное отображения.

2. Тепловой расчет двигателя

Цикловая подача топлива, г/цикл:

, [г/цикл] (1)

где n и i - частота вращения коленчатого вала (мин^-1) и число цилиндров двигателя;

g_e - эффективный удельный расход топлива, г/(кВт*ч)

ф - коэффициент тактности двигателя(ф=0,5- четырехтактный двигатель)

N_e - эффективная мощность двигателя, кВт.

[г/цикл]

Плотность заряда на впуске, кг/м³:

, [кг/м³] (2)

где Р₀ - давление окружающей среды, МПа, [стр. 64/2/]

R_в - газовая постоянная воздуха, Дж/(кг*К), R_в=287 Дж/(кг*К)

Т_К - температура окружающей среды, К, Т_К=293 К

[кг/м³]

Необходимый объем воздуха, л:

, [м] (3)

где L₀=14,5 кг - количество воздуха необходимое для сгорания 1кг топлива;

б - коэффициент избытка воздуха, [стр. 49/1/];

- цикловая подача топлива г/цикл

[м]

Ориентировочное значение диаметра цилиндра, м:

, [м] (4)

где з_v=0,8 - коэффициент наполнения цилиндра свежим зарядом

к=1,14 - коэффициент короткоходности

[м]

Ориентировочное значение хода поршня, м:

, [м] (5)

 [м]

Процесс впуска

Определяем температуру в конце процесса впуска:

, [К] (6)

где Т_о - температура окружающей среды, К;

Т -подогрев свежего заряда, К;

_r -коэффициент остаточных газов;

Т_r -температура остаточных газов, К,

Принимаем:

Т_о =293 К [стр.19 /3/];

Т =20-для двигателей без наддува [стр.18 /3/];

_r =0,03…0,06 - в четырехтактных дизелях без наддува и с наддувом [стр.19 /3/],

_r =0,03;

Т_r =800…900 К для дизелей [стр. 8 /4/], Т_r =850 К.

Определяем давление в конце впуска:

Р_а =(0,85…0,9)· Р₀, [кПа] (7)

где Р_о- давление окружающей среды, кПа

Принимаем для нормальных условий Р_о =107кПа [стр.14 /3/]

Р_а =0,85·101=85,85 кПа

Процесс сжатия

Определяем давление в конце сжатия:

Р_с =Р_а·еⁿ¹, [кПа] (8)

где n₁- средний показатель политропы сжатия, n₁=1,35

Р_с =85,85·14,5^1,35=3173,855 [кПа]

Определяем температуру в конце сжатия:

Т_с = Т_а · е^n1-1 [К] (9)

Т_с = 328,64?14 ^1,35-1 =827,685 [К]

Процесс сгорания:

Определяем теоретически необходимое количество воздуха (в молях) на сгорание 1 кг топлива:

, [кмоль/кг] (10)

где С- содержание углерода в топливе;

Н- содержание водорода в топливе;

О- содержание кислорода в топливе;

Принимаем состав топлива: С=0,87; Н=0,124; О=0,006;

[кмоль/кг]

Определяем действительное количество воздуха:

L=·L₀, [кмоль/кг] (11)

где - коэффициент избытка воздуха.

Для дизелей с объемным смесеобразовании =1,35…2,0 [стр.31 /3/],

Принимаем =1,6 [стр.31 /3/]

L=1,6·0,492=0,788 кмоль/кг

Определяем число молей продуктов сгорания 1 кг топлива при >1:

(12)

Определим химический коэффициент молярного изменения:

(13)

Находим действительный коэффициент молярного изменения:

(14)

Определяем теплоёмкость газов для чистого воздуха:

·С^с=а+в·Т_с [кДж/кмоль·град] (15)

где а=20,16; в=1,738·10^-3 - постоянные коэффициенты. [стр.10 /4/]

·С^с=20,16+1,738·10^-3 ·827,685=21,59 [кДж/кмоль·град]

Для продуктов сгорания при >1:

(16)

Полная теплоёмкость при постоянном давлении:

·С^z_р =·С^z +·R (17)

где ·R =8.314- универсальная газовая постоянная[стр.10 /4/]

·С^z_р =

·С^z_р =

Температура в конце сгорания Т_z определяется для дизеля из выражения:

(18)

где - коэффициент использования тепла;

Q_H -низшая удельная теплота сгорания, кДж/кг,

- степень повышения давления.

Для дизелей с полураздельными камерами сгорания величина =1,4…2,2 [стр.104/1/],

принимаем =1,5.

Для дизелей = 0,7…0,85[стр.11/4/],

принимаем =0,80;

Для дизельных топлив Q_H = 42500 кДж/кг [стр.11/4/].

Решая квадратное уравнение, определяем Т_z.

К

Определяем давление в конце сгорания:

[кПа] (19)

кПа

Процесс расширения:

Определяем степень предварительного расширения:

(20)

Степень последующего расширения:

(21)

Давление в конце расширения:

(22)

где n₂ - показатель политропы расширения,

[кПа]

Температура в конце расширения:

[К]

Процесс выхлопа

Давление в конце выхлопа:

Р_r =к_r· Р_о, [кПа] (23)

Р_r =1·101=101кПа

3. Построение индикаторной диаграммы и определение основных показателей работы двигателя

Построение индикаторной диаграммы.

Для построение индикаторной диаграммы выбираем масштабы:

- для давления: 30 кПа/мм

- для объёма: 10 мм = V_c [стр.11 /4/].

Определяем промежуточные точки политроп сжатия и расширения по уравнениям:

- для сжатия:

, (24)

-для расширения:

. (25)

- для сжатия:

для расширения:

Определение индикаторных показателей.

Среднее теоретическое индикаторное давление Р_i^` определяем графическим и аналитическим методами.

Графическое определение среднее теоретического индикаторного давление Р_i^`.

, [кПа] (26)

где A- площадь индикаторной диаграммы, мм²;

l =V_h - длина диаграммы по оси, мм;

=30 кПа/мм - масштаб давления.

F=4617.3 мм²;

кПа

Для аналитического определения теоретического индикаторного среднее давление используем для дизеля формулу:

(27)

(кПа)

Действительное среднее индикаторное давление определяем с учетом округления диаграммы и затрат на осуществления насосных ходов поршня:

Р_i =· Р_ia^`-Р, [кПа] (28)

где Р=Р_r-Р_а, кПа ДР=101-85,85=15,15

=0,92…0,95- коэффициент округления

Р_i =0,92·1060,3-15,15=960,326 (кПа)

Среднее индикаторное давление Р_i это такое условное постоянное давление в цилиндре двигателя, которое, действуя в течение одного хода поршня совершает такую же работу, что и переменное давление внутри цилиндра.

Определяем процент несовпадения величин среднего индикаторного давления вычисленных графическим и аналитическим методом:



Действительная погрешность Р_i = 3,5 % не превысила допустимую

Р_i = 3…5%.

Индикаторный коэффициент полезного действия определяем по формуле:

(29)

Находим индикаторный удельный расход топлива:

кг/кВт·ч (30)

Определение эффективных показателей работы двигателя.

Среднее эффективное давление:

Р_е=Р_i-Р_м,[кПа] (31)

где Р_м -механические потери мощности, [кПа].

Р_м=(0,9+(0,11…0,15)Сm)10², [кПа]

где Сm - средняя скорость поршня, [м/с].

(м/с).

(кПа)

Предварительно определяем среднее эффективное давление:

Р_е=960,3-377,1=583,2[кПа]

Определяем эффективный коэффициент полезного действия:

_е=_i·_м, (32)

где _м -механический коэффициент полезного действия.

(33)

(34)

_е=0,54·0,39=0,2102

Эффективный удельный расход топлива:

(кг/кВт·ч)

Физический смысл величин Р_е, _е, g_e.

Среднее эффективное давление Р_е - это значение условного постоянного давления в цилиндре двигателя, при котором совершается работа равная эффективной работе цикла. Это мера удельной работы (в кПа ), характеризующая полезную работу, получаемую с единицы рабочего объёма цилиндра.

Эффективных коэффициент полезного действия _е показывает какая часть теплоты подведенная за цикл расходуется на совершение эффективной работы.

Эффективный удельный расход топлива g_e указывает на количество топлива израсходованного на получение единицы работы.

4. Определение основных размеров и комплексных показателей двигателя

Рабочий объем одного цилиндра

[м³] (35)

где i - число цилиндров.

[м³]

Предварительный диаметр цилиндра:

, [м] (36)

, [м]

Ход поршня:

S=к·D(м) (37)

S =1,14·0,126=0,14364 (м)

Радиус кривошипа:

, [м]

, [м]

Длину шатуна определяем по формуле:

, [м] (38)

где - постоянная кривошипно-шатунного механизма, который принимается с учетом параметров выполненных двигателей: =0.23…0.31(стр. 197/3/).

Принимаем =0.25 для уменьшения износа деталей поршневой группы.

м

Удельная литровая мощность двигателя:

, [кВт/м³] (39)

кВт/л

Удельная поршневая мощность двигателя:

, [кВт/м²] (40)

кВт/

5. Тепловой баланс двигателя

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q=Qн·G_T,[кДж/ч] (41)

где G_T -часовой расход топлива, кг/ч.

G_T = g_e· N_e (42)

G_T = 0,385·120=46,2[кг/ч]

Q=42500·46,2=1963500 [кДж/ч] Теплота, эквивалентная эффективной работе:

Q_e=3600·N_e,,[кДж/ч] (43)

Q_e=3600·120=432000 [кДж/ч]

(44)

Теплота передаваемая охлаждающей среде:

, [кДж/ч] (45)

где С-коэффициент, равный 0,45…0,53[стр.17 /4/]

[кДж/ч]

 (46)

Теплота, уносимая с отработавшими газами:

Q_г =С_р·(Т_r- T_o)·(G_в+G_т), [кДж/ч] (47)

где С_р - средняя теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении,

С_р =1.04 кДж/кг·град [стр.17 /4/]

G_в - часовой расход воздуха, кг/ч

G_в =·L₀ · G_т, (48)

где L₀ - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива,

(49)

G_в =1,6·14,452 ·46,2=1068,29 [кг/ч]

Q_r =1,04·(750- 293)·(1068,29+46,2)= 529694,8[кДж/ч]

(50)



неучтенные потери:

Q_н.у. =Q-( Q_e+ Q_г + Q_в), [кДж/ч] (51)

Q_н.у. =1963500 -( 432000 +529694,8+ )= 507773,1[кДж/ч]

(52)

Рисунок 2 Тепловой баланс двигателя

6. Кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

Построение графика тангециальных усилий.

Определяем удельную массу поступательно движущихся частей:

m_s = m_п +0.275m_ш [кг/м²] (53)

где m_п - удельная масса поршня, кг/м²

m_ш - удельная масса шатуна, кг/м²

Приближенное значение удельных масс:

m_п =150…300 кг/м² [стр.19 /4/]

m_ш =250…400 кг/м² [стр.19 /4/]

Принимаем m_п =200кг/м², m_ш =300 кг/м²

m_s = 200 +0.275·300=282,5 кг/м²

Определяем параметры для построения графика инерционных сил по методу Толе:

А= m_s ·² ·r·(1+)·10^-3, [кПа] (54)

А= 282,5· ··(1+0,25)·10^-3=1735,6 кПа

В = m_s ·² ·r·(1-)·10^-3, [кПа] (55)

В= 282,5 ·² ··(1-0,25)·10^-3=1041,07 кПа

С =3· m_s ·² ·r··10^-3, [кПа] (56)

С =3· 282,5· ² ··0,25·10^-3=1041,07 [кПа]

Построение графика инерционных усилий возвратно - поступательно движущихся деталей кривошипно-шатунного механизма проведем согласно рекомендациям (стр.19 /4/)

Построение графика тангециальных сил.

Строим полукруг Брикса, для чего проводим ниже индикаторной диаграммы полуокружность радиусом:

, [мм] (57)

мм

От точки О- центра полуокружности откладываем отрезок ОО₁ равный:

мм (58)

Дальнейшее построение ведем согласно рекомендациям (стр.20,/4/).

Определение значений Р_г и Р_j проводим используя индикаторную диаграмму и графика инерционных усилий. Для этого определяем положение поршня для положения кривошипа- S_i на полукруге Брикса.

Найденные значений Р_г и Р_j для удобства дальнейших расчетов заносим в таблицу 2.

Таблица 1 Данные вычислений полученных при кинематическом и динамическом расчете кривошипно-шатунного механизма.

б,град	Рг,Кпа	Рг,мм	(Рг-Ро),Кпа	Рj,Кпа	Рj,мм	Рд,Кпа	Рд,мм	Т,Кпа	Т,мм
360	3411,60	113,72	-3311,60	1487,70	49,59	-1823,90	-60,80	0,00	0,00

Величину силы Т определяем графическим методом используя схему кривошипно-шатунного механизма согласно рекомендациям (стр.20,/4/).

По полученным значениям Т (таблица 2) строим диаграмму удельной тангенциальной силы одного поршня в масштабе индикаторной диаграммы (давления).

Используя суммарную диаграмму определяем среднее значение тангенциальной сил :

[мм] (59)

где F_пол.,F_отр. -суммы положительных и отрицательных площадей суммарной диаграммы, мм²;

F_пол. =3186,853мм², F_отр. =577,252 мм² l=120мм.

мм

определим по величине эффективную мощность двигателя:

, кВт (60)

кВт

Определяем совпадение значений мощностей:

(61)

Несовпадение мощностей допускается до 3%.

Библиографический список

1. Баширов Р.М. Основы теории и расчета автотракторных двигателей. Уфа-БГАУ, 2010г.-304с

2. Колчин Л.И. и др. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. -М.: Высшая школа, 1980г.-400с.

3. Николаенко А.В. Теория и расчет автотракторных двигателей. -М.: Колос, 1984г.-335с.

4. Методическое пособие к выполнению курсового проекта по тракторам и автомобилям (для студентов курса факультета механизации сельского хозяйства).- Уфа.: БГАУ, 2001г.-46с.

5. Кутьков Г.М. Теория трактора и автомобиля. - М.: Машиностроение, 1996г.-247с.

Размещено на Allbest.ru

...