Тепловой расчет поршневых двигателей внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РФ

Федеральное государственное образовательное учреждение профессионального образования

«Великолукская государственная сельскохозяйственная академия»

ИНЖЕНЕРНЫЙ ФАКУЛЬТЕТ

Кафедра автомобилей, тракторов и сельскохозяйственных машин

Методические указания для выполнения курсовой работы

По дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

Тепловой расчет поршневых двигателей внутреннего сгорания

для студентов инженерного факультета обучающихся по специальности

140106 - Энергообеспечение предприятий

Великие Луки - 2011

Содержание

Введение

1. Обоснование параметров двигателя

2. Расчет процесса впуска

3. Расчет процесса сжатия

4. Расчет процесса сгорания

5. Расчет процесса расширения

6. Построение индикаторной диаграммы

7. Определение основных размеров двигателя

8. Расчет теплового баланса двигателя

9. Построение регуляторной характеристики

Рекомендуемая литература

Введение

Автотракторные двигатели - сложные технические устройства. В результате длительного периода развития они в настоящее время обладают достаточно высокой степенью совершенства и приемлемыми мощностными и экономическими показателями, а также достаточно надежны в работе. Однако, необходимость повышения эффективности использования тракторов, автомобилей и других мобильных энергетических средств требует дальнейшего совершенствования как самих машин, так и их силовых установок.

Особенности конструкций автомобильных и тракторных двигателей и тенденции их развития полностью определяются требованиями к автомобилям и тракторам в соответствии с потребностями народного хозяйства страны. Кроме того, машины должны быть конкурентоспособными на мировом рынке.

Тракторы, автомобили и самоходные сельскохозяйственные машины используются для выполнения различных операций в течении года. Эти различия определяют особые требования к типам силовых установок, их ресурсу, экономичности и экологической безопасности. Поэтому важное значение имеют вопросы правильной организации эксплуатации автотракторных двигателей, при которой будут достигнуты вышеуказанные требования. Инженер-механик сельскохозяйственного производства должен владеть вопросами теории автотракторных двигателей, без которых невозможно дальнейшее изучение предметов эксплуатации, диагностики и ремонта сложной сельскохозяйственной техники. Целью курсовой работы является систематизация и закрепление знаний по основным разделам дисциплины «Основы теории автомобильных и тракторных двигателей».

1. Обоснование параметров двигателя

В процессе проектирования современного автотракторного двигателя инженеру приходится решать сразу несколько задач: произвести тепловой и динамический расчет, выбрать наиболее целесообразную конструкцию двигателя с тем, чтобы обеспечить его максимальную экономичность, прочность, износостойкость и технологичность деталей.

Термодинамические параметры характеризуют степень использования рабочего объема двигателя, и от их обоснованного выбора зависит его экономичность. Так, в процессе наполнения у двигателя с неудачно подобранными впускным тактом и фазами газораспределения цилиндры будут плохо заполняться воздухом или горючей смесью, вследствие чего он не сможет развивать заданную мощность, а расход топлива повысится. Поэтому при выборе таких параметров, как давление остаточных газов или давление в конце впуска необходимо учитывать быстроходность проектируемого двигателя, количество и расположение клапанов, продолжительность их открытия. Эти данные берутся с прототипа неизменными или изменяются при возможности их оптимизации. В любом случае выбор параметров обосновывается в пояснительной записке.

Главными задачами теплового расчета при выполнении курсовой работы являются определение диаметра цилиндра и хода поршня двигателя, а также оценка его к.п.д. и экономичности.

Определение исходных данных для построения индикаторной диаграммы

Для построения диаграммы определяются параметры состояния газов (абсолютное давление p и абсолютная температура Т) в характерных точках диаграммы:

-«а»- конец всасывания;

-«с»- конец сжатия;

-«z»- конец сгорания;

-«b»- конец расширения.

Для этого последовательно определяются необходимые величины рабочего цикла двигателя по тактам, начиная с впуска.

2. Расчет процесса впуска

Давление остаточных газов в цилиндре перед впуском, зависит от числа и расположения клапанов, сопротивления выпускного такта, частоты вращения и нагрузки. Для двигателей без наддува давление остаточных газов лежит в пределах:

P_r=0,105…0,125 Мпа. (2.1)

Для двигателей с газотурбинным наддувом давление остаточных газов составляет 0,80…0,95 от давления наддува p_k.

Ориентировочное значение p_r МПа в зависимости только от одного фактора можно получить из эмпирической зависимости:

=0,1*(1+0,55+2600/10000)=0,181 (2.2)

Температура остаточных газов Т_r зависит от степени сжатия, частоты вращения, коэффициента избытка воздуха и принимается:

- для дизелей, T_r=800…1000K.

Температура, подогрева свежего заряда ДT, которая зависит от типа системы охлаждения, быстроходности двигателя, конструкции выпускного трубопровода, принимается:

- для дизелей без наддува ДT=15…20.

Давление в конце впуска p_a зависит от сопротивления впускной системы, быстроходности двигателя и принимается:

- для дизелей без наддува p_a=(0,85…0,95)·p₀;

Коэффициент остаточных газов _r определяется без учета продувки и дозарядки по выражению:

=((293+20)*0,181)/((17*0,09-0,181)*1000)=0,042 (2.3)

Температура в конце процесса впуска T_a определяется по формуле:

=(293+20+0,042*1000)/(1+0,042)=340,69 К (2.4)

Коэффициент наполнения з_v зависящий от конструктивных особенностей двигателя, определяется по выражению:

=(293*(17*0,09-0,181))/ ((17-21)*(293+20)*0,1) = 0,8 (2.5)

3. Расчет процесса сжатия

Средний показатель политропы сжатия n₁, который в основном от быстроходности двигателя, определяется по эмпирической зависимости:

n₁=1,42 - 100/n_н=1,42-100/2600=1,38 - для дизелей.

Давление р_с, МПа и температура Т_с свежего заряда в конце процесса сжатия определяются по формулам:

=0,09*17^1,38=4,49МПа

=340,69*17^1,38-1=999,83К

4. Расчет процесса сгорания

Целью расчетов процесса сгорания является определение температуры Т_z и давления р_z в конце видимого сгорания, а для дизеля и объема V_z.

Определяется теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива в зависимости от его элементарного состава:

=(0.87/12+0,126/4-0,004/32)/0,208=0,5

где ?₀ - количество воздуха в кг. воздуха / кг. топлива;

L₀ - количество воздуха в кг. воздуха / кг. топлива;

С=0,855; Н₂ =0,145 - элементарный состав бензина;

С=0,870; Н₂ =0,126; О₂ =0,004 - химический состав дизтоплива.

Действительное количество воздуха ? или L, необходимого для сжигания 1 кг топлива в цилиндре двигателя, зависит от принятого коэффициента избытка воздуха б:

б = ?/?₀ = L/L₀,

где б - коэффициент избытка воздуха, который принимается при номинальной мощности:

- для дизелей с разделенными камерами сгорания б =1,30…1,45;

Количество остаточных газов в цилиндре к моменту начала сгорания определяется в зависимости от коэффициента остаточных газов, кмоль.

M_r=г_r•L=0,042*0,69913=0,02936

Количество продуктов сгорания определяется в зависимости от принятого коэффициента избытка воздуха, кмоль:

=0,87/12+0,126/2+0,49938*(1,1-0,21)=0,58 при б > 1,0

Определяется действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

м = (М_z + М_r)/(L + M_r)= ( 0,57995+0,02936)/(0,69913+0,02936)=0,84

Низшая теплотворная способность топлива определяется по формуле Д.И. Менделеева, кДж/кг:

=(7047+3124,8-44)/0,2388=42411,22

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда к концу процесса сжатия определяется по эмпирической формуле, в кДж/кмоль•град:

mс_vc=20,16+1,738·10^-3·Т_с=20,16+1,738*10^-3*999,83=21,9

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания определяется в кДж/кмоль•град:

- для дизелей при б > 1,0:

mс_vz=(20,1+0,922/б)+(15,49+13,8/б) ·Т_z ·10^-4;

mc_pz=mc_vz+8,315.

Температура газов в конце сгорания Т_z определяется из уравнений сгорания:

-для карбюраторных двигателей:

- для дизелей:

где л - степень повышения давления, p_z / p_c. Принимается для дизелей с разделенными камерами сгорания л = 1,4…1,8, а при непосредственном впрыске в неразделенную камеру

л = 1,8…2,2.

о - коэффициент активного тепловыделения.

- для карбюраторных двигателей о=0,85…0,92;

- для дизелей о=0,75…0,85.

После подстановки средних мольных теплоемкостей в уравнения сгорания получается квадратное уравнение вида корень которого определяется по формуле: двигатель тракторный политропа

Давление газов в конце сгорания p_z, определяется по формуле, МПа:

- для карбюраторных двигателей

p_z = p_c•T_z?м / T_c;

- для дизелей:

p_z = p_c•л.

Степень предварительного расширения для дизелей определяется по формуле:

.

5. Расчет процесса расширения

Степень последующего расширения для дизелей зависит от степени сжатия и степени предварительного расширения:

д=е/с.

Средний показатель политропы расширения зависят от конструктивных особенностей двигателя, частоты вращения коленчатого вала и определяется по эмпирической формуле:

- для карбюраторных двигателей n₂ = 1,22+130/n_н;

- для дизелей n₂ = 1,20+130/n_н.

Давление и температура газов в конце расширения определяется по формуле, МПа:

- для дизелей:

- для карбюраторных двигателей:

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов T_r производится по формуле:

,

Если отклонения полученной температуры Т_r от ранее принятой превышает 15%, то необходимо взять среднее значение Т_r между полученной и принятой и провести тепловой расчет заново.

Рассчитываемые параметры характерных точек индикаторной диаграммы заносятся в таблицу 1.

Таблица 1 - Параметры узловых точек индикаторной диаграммы.

Параметры	a	с	z	в	r
Давление р, МПа
Температура Т, К

6. Построение индикаторной диаграммы

Расчетная индикаторная диаграмма рабочего цикла строится в координатах p - V на миллиметровой бумаге формата А-1.

На оси абсцисс (рис. 1) откладываем произвольный отрезок ОА длинной 10…12 мм, изображающий в масштабе m_v объем камеры сгорания V_c. Далее на оси абсцисс от точки «О» откладываются объемы V_z= V_c.с (для дизелей) и V_a= V_c.е. Получается точка «В».

На оси ординат откладывается произвольный отрезок ОД, длиной не менее 250 мм, соответствующий отрезку в масштабе m_р максимальному давлению сгорания р_z и высчитывается масштаб m_р.

На оси ординат откладываются в масштабе m_р давления р_r, p_a, p_c, p_в и на вертикалях, проведенных через точки «А» и «В», получаются точки а, с, в, r, z'. Точка «z» для дизелей получается при пересечении изобары, проведенной через точку «Д», с вертикалью, соответствующей V_z.

Проводится линия атмосферного давления или давления в нагнетателе при газотурбонаддуве, отстоящая от оси абсцисс на расстояние p₀/m_p или p_k/m_p, затем горизонтали через точки «а» и «r».

Точки «а» и «с» соединяются политропой сжатия, а точки «z» и «b» по политропе расширения. Промежуточные точки политроп определяются из условия, что каждому произвольному значению объема цилиндра V_x на оси абсцисс соответствуют значения давлений:

-p_x= p_a(V_a / V_x)ⁿ₁ - для политропы сжатия;

-p_x= p_в(V_a / V_x)ⁿ₂ - для политропы расширения.

где р_х - значение давления в цилиндре в промежуточных точках политропы;

V_x - значение объема цилиндра в промежуточных точках политропы.

Должно быть рассчитано не менее 8 промежуточных точек.

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Значение промежуточных точек политроп

№ точки	Vx=ОХ, мм	=	Политропа сжатия,	Расширение, px, мм
			px, МПа	px / тр, мм	px, МПа	px / тр, мм
1…8

Рисунок 1 - Индикаторная диаграмма четырехтактного дизеля

При построении диаграммы для карбюраторного двигателя на оси ординат откладывается в масштабе давление 0,85p_z и через полученную точку проводится горизонталь до пересечения с политропой расширения. Получается условная точка Z, которая прямой соединяется с точкой «с».

Для учета фаз газораспределения и опережения впрыска (зажигания) производится скругление индикаторной диаграммы у точек с, Z^/, Z, r и в для дизеля и у точек с,r,в для карбюраторного двигателя так, чтобы площадь скругления диаграммы составляла 94…95% от расчётной.

По построенной скруглённой индикаторной диаграмме определяется среднее индикаторное давление p_i, МПа:

,

где А - площадь скругленнай заштрихованной части диаграммы, мм² (определяется с помощью специального прибора);

l_AB - длина диаграммы по оси абсцисс, мм;

m_p - масштаб давления.

Для проверки полученного значения p_i находим теоретическое среднее индикаторное давление цикла по зависимости:

- для карбюраторных двигателей

- для дизелей

.

Среднее индикаторное давление цикла с учетом фаз газораспределения:

где ц- коэффициент, учитывающий фазы газораспределения.

- для карбюраторных двигателей ц = 0,94…0,97

- для дизелей ц=0,92…0,94.

Точность построения индикаторной диаграммы оценивается коэффициентом погрешности:

.

Коэффициент погрешности не должен превышать 3…4%.

7. Определение основных размеров двигателя

Среднее давление механических потерь p_м, МПа зависит в основном от частоты вращения коленчатого вала и рассчитывается с учетом затрат на газообмен по эмпирической формуле:

p_м=0,035+5·10^-5·n_Н.

Среднее эффективное давление p_e меньше индикаторного на величину механических потерь, МПа:

p_e=p_i^расч-p_м.

Механический КПД з_м, находится из отношения:

,

Индикаторный КПД з_i, находится из выражения:

где Q_н берется в МДж/кг, плотность воздуха с_в при заданных Т₀ и р₀ составляет 1,2 кг/м³.

Эффективный КПД з_e всегда меньше индикаторного:

з_e=з_i·з_м.

Удельный эффективный расход топлива g_e, , определяется в зависимости от КПД в г/кВт•ч:

где Q_н берется в МДж/кг.

Объем одного цилиндра двигателя определяется по выражению, л.:

где - коэффициент тактности. Для четырехтактных двигателей =2;

i - число цилиндров.

Диаметр цилиндра в мм определяется в зависимости от объема цилиндра в литрах:

,

где с_s - отношение хода поршня к диаметру цилиндра. Значение диаметра Д_ц округляется до целого числа.

Ход поршня S, определяется по формуле:

.

Средняя скорость поршня V_п^ср, м/с рассчитывается по формуле:

,

Часовой расход топлива G_тн, в кг/ч, определяется в зависимости от мощности:

,

Расчетное октановое число топлива ОЧ:

,

где Д_ц - диаметр цилиндра в мм.

8. Расчет теплового баланса двигателя

Тепловой баланс характеризует распределение тепла, внесенного в цилиндры двигателя с топливом. Его, как правило, определяют экспериментально, но с достаточной степенью точности баланс может быть составлен на основании теоретических расчетов, исходя из уравнения теплового баланса:

Составные части уравнения теплового баланса определяется по нижеприведенным формулам.

Общее количество теплоты, подведенной в единицу времени, кДж/с:

Количество теплоты, превращенное в эффективную работу двигателя в кДж/с:

Количество теплоты, не выделившееся вследствие неполноты сгорания топлива:

- для карбюраторных двигателей при б < 1,0 в кДж/с

- для дизелей б > 1,0, поэтому потери вследствие неполноты сгорания являются незначительными и их относят к остаточной части Q_ост теплового баланса.

Количество теплоты, уносимое отработавшими газами в кДж/с:

где C_p = 1,04 - средняя теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении.

Количество теплоты, переданное охлаждающей жидкости в кДж/с:

- для карбюраторного двигателя

- для дизеля

где ?Q_н = 61500(1-б) - количество теплоты, которое не выделяется

вследствие неполноты сгорания, кДж/кг.

Неучтенные потери теплоты кДж/с:

Результаты расчетов заносят в таблицу 3.

Таблица 3 - Тепловой баланс двигателя.

Составляющие теплового баланса	Абсолютное значение, кДж/с	Относительное значение, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе Qe
Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания Qнс
Теплота, унесенная отработавшими газами Qr
Теплота, переданная охлаждающей жидкости Qж
Неучтенные потери теплоты Qост
Общее количество подведенной теплоты	Q =	100%

9. Построение регуляторной характеристики

При работе автомобильного дизеля на различных скоростных режимах требуются различные мощности. Регулирование мощности и проведение ее в соответствие с внешней нагрузкой осуществляется изменением цикловой подачи топлива регулятором. Регуляторная характеристика определяет изменение частоты вращения, часового и удельного расхода топлива, крутящего момента в зависимости от развиваемой мощности при воздействии регулятора на орган подачи топлива. Она строится по эмпирическим зависимостям в диапазоне частоты вращения от n_min до n_ххmax.

Для построения кривой частоты вращения n в об/мин в зависимости от N_e задаются значениями n_x от n_min =500 до n_н через 500 об/мин и высчитываются по формуле С.Р. Лейдермана соответствующие значения мощности от N_emin до N_eн:

,

где - с₁=0,87 и с₂=1,13 для дизелей с неразделенными камерами сгорания;

с₁=0,7 и с₂=1,3 для вихрекамерных дизелей.

Значение n_x откладываются в соответствии с вычисленными значениями N_eх по оси ординат, и полученные точки соединяются плавной кривой.

Затем соединяются прямой точки, соответствующие n_н при N_eн и n_ххmax=1,07 n_н при N_e=0.

Получается регуляторная ветвь характеристики.

Эффективный крутящий момент Н•м на безрегуляторной ветви определяются по формуле:

Значения N_ex берутся при тех же n_x , что и для построения кривой n. Регуляторную ветвь М_е представляет прямая, соединяющая точки со значениями М_е при N_eн и М_е=0 при N_e=0.

Удельный эффективный расход топлива в г/кВт·ч на безрегуляторном участке характеристики от n_min от n_н определяется по формуле:

где С=1,55 для дизелей с неразделенными камерами сгорания и

С=1,35 для вихрекамерных дизелей.

Полученные значения g_eн заносятся в таблицу 4.

Часового расхода топлива G_Тх, на безрегуляторном участке определяется в кг/ч:

G_тx=g_ex·N_ex·10^-3

На регуляторном участке часовой расход топлива изменяется по линейному закону от G_Тх при N_eн до 0,25G_Тх на холостом ходу при N_e=0.

С регуляторной ветви снимаются значения G_Тх, заносятся в таблицу и высчитываются соответствующие удельные расходы топлива для регуляторной ветви g_e по выражению:

g_ex=10³·G_Tx/N_ex

Таблица 4 - Расчетные значения параметров регуляторной характеристики

Ne, кВт	n, об/мин	Me, Н•м	ge, г/кВтч	Gт, кг/ч
0	2782	0	?	6,93
157,31	2691	558,27	180,36	28,37
156,7	2600	572,57	176,82	27,71
135,6	2500	517,99	173,28	23,50
138,62	2000	661,91	168,28	23,33
107,58	1500	684,93	175,55	18,89
69,31	1000	661,91	194,14	13,46
31,64	500	604,32	228,1	7,22

Пример построения регуляторной характеристики приведен на рис.2.

Рисунок 2 - Регуляторная характеристика дизеля

Рекомендуемая литература

1. Баширов Р.М. Основы теории и расчета автотракторных двигателей /Р.М. Баширов. - Уфа: БГАУ, 2008. - 304 с.: ил.

2. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей /А.И. Колчин, В.П. Демидов. - М.: Высш. школа, 2008. - 496 с.: ил.

3. Корабельников А. Н. Практикум по автотракторным двигателям /А.Н. Корабельников, М.Л. Насоновский, В.Л. Чумаков. - М.: КолоС, 2010. - 239 с.: ил.

4. Шатров М.Г. Автомобильные двигатели /М.Г. Шатров. - М.: Академия, 2010.- 496 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...