Силовые агрегаты

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ДОНСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра «Сервис и техническая эксплуатация автотранспортных средств»

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

к выполнению практической работы

по дисциплине «Силовые агрегаты»

Ростов-на-Дону

2013

Составители: канд. техн. наук, доцент Н.А. Сокол,

ассистент А.Г. Исаев.

Методические указания к выполнению практической работы по дисциплине «Силовые агрегаты». - Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2013. - 12 с.

Методические указания содержат задания к практической работе и необходимые пояснения для их выполнения. Предназначены для студентов 4 курса очного отделения, 2 курса сокращенной формы обучения и 5 курса заочного отделения по специальности 190603.02- «Сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт)» и специальности 190600- «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов» по профилю «Сервис и эксплуатация автотранспортных средств».

Печатается по решению методической комиссии

факультета «Авиастроение. Транспорт, сервис и эксплуатация»

Научный редактор к.т.н. С.И. Попов

Рецензент профессор С.И. Ананьев

Издательский центр ДГТУ, 2011

Введение

Целью практической работы является закрепление учебного материала по тепловому расчету двигателя внутреннего сгорания на примере двигателя с распределенным впрыском и приобретение навыков для выполнения курсового проекта (работы) по дисциплине «Рабочие процессы, конструкция и основы расчета автомобильных двигателей».

Тепловой расчет позволяет определить основные показатели работы ПДВС, проанализировать влияние различных факторов на эффективность работы двигателя в эксплуатации.

При выполнении работы необходимы знания по теплотехнике, гидравлике, математике, а также знания по конструкции и расчету двигателей.

Задание для практических работ приведено в таблице. Индивидуальное задание студенты выбирают в соответствии с шифром зачетной книжки (по последней цифре).

Практическая работа выполняется студентом на листах форматом А4.

1. Тепловой расчет двигателя с распределенным впрыском

двигатель карбюраторный дизельный

В основу теплового расчета двигателей внутреннего сгорания положено определение значений основных параметров цикла - впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска с последующим определением индикаторных и эффективных показателей, коэффициентов полезного действия, мощностных и экономических показателей. Обычно, тепловой расчет выполняется для режима работы двигателя, соответствующего максимальной мощности и номинальной частоте вращения.

1.1 Параметры рабочего цикла

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма жидкого топлива:

=1/0.23(8С/3+8Н-О) кг/кг(топл.),

где С, Н, О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в топливе (табл.1.).

Таблица 1.1

Вид топлива	Содержание	Низшая теплотворная способность, Нu кДж/кг
	С	Н	О
Бензин	0,855	0,145	-	43900

При расчете в к.моль на кг

L0=/в к.моль/кг,

где в = 29 молекулярная масса воздуха.

Количество свежего заряда:

М1=L0+1/т -в бензиновых двигателях;

т=115 кг/к моль - молярная масса топлива.

где =1 - коэффициент избытка воздуха.

Количество продуктов сгорания:

М2=С/12 + Н/2 + 0,792 L0 (кмоль пр.сг/кг топл.)

1.2 Расчет параметров впуска

При расчете параметров впуска, сжатия, сгорания и расширения в качестве параметров считать давление, температуру и объем с индексами в нижней части, обозначающими соответствующие точки индикаторной диаграммы.

Давление в конце впуска Ра:

Ра=Ро-Ра,

где Ро - атмосферное давление, МПа; Ра - потери давления во впускной системе, МПа.

Потери давления во впускной системе можно рассчитать по эмпирической формуле:

Ра=(2,5А2n2о*10-6)/2,

где А=Wвп /n - коэффициент, учитывающий радиус кривошипа, диаметр поршня, длину шатуна, площадь наименьшего сечения впускной системы, коэффициент сопротивления впускной системы, коэффициент затухания скорости движения заряда; n - частота вращения коленчатого вала, об/мин; Wвп - скорость газов на впуске, м/с;

Wвп = ,

где - доля приращения объема горючей смеси за счет остаточных газов; - степень сжатия; S-ход поршня, м; D - диаметр поршня, см; i - число одноименных клапанов в одном цилиндре (i=2); f- площадь проходного сечения клапана, см; о - плотность заряда на впуске, кг/м3.

о= Ро*106/RbТо,

где Rb = 287Дж/кгК - газовая постоянная воздуха; То - температура окружающего воздуха.

Давление в конце впуска:

Ра=(0,8...0,95)Ро - двигатели с впрыском топлива.

Коэффициент наполнения:

,

где - степень сжатия; Pr - давление остаточных газов (при расчете принимаем Pr = 0,11 МПа); - коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме, принимаем =1,145; - коэффициент очистки, =1; To = То+Т - температура свежего заряда с учетом подогрева во впускном трубопроводе; Т = 6 К - двигатели с впрыском топлива.

Температура в конце впуска:

,

где Tr - температура остаточных газов; Tr = 1040 К - для двигателей с впрыском топлива.

Коэффициент остаточных газов:

1.3 Расчет параметров сжатия

Принимаем средний показатель политропы сжатия n1 = 1,376.

Давление в конце такта сжатия:

Температура в конце сжатия:

1.4 Расчет параметров сгорания

Расчет производится на основе уравнения сгорания.

Карбюраторный двигатель:

,

где H u- низшая теплотворная способность топлива(табл.1); - коэффициент использования тепла. Принимаем =0,986; - расчетный коэффициент молекулярного изменения.

=Мz/Mc=(M2+Mr)/(M1+Mr)

где Mr= Lo -число молей остаточных газов; Сvc и Cvz - соответственно средняя молярная теплоемкость свежего заряда в конце сжатия и продуктов сгорания.

Сvc=20,1+1,736*10-3*Тс;

Сvz=20,99+29,3*10-4*Тz.

После подстановки теплоемкостей и всех известных величин в уравнение сгорания получаем квадратное уравнение относительно Tz. Решение этого уравнения дает два корня, один из которых определяет температуру в конце сгорания, другой не имеет физического смысла.

Давление в конце сгорания:

Pz=Pc Tz /Tc,

Для двигателей с впрыском топлива степень повышения давления =Рz /Pc

1.5 Расчет параметров расширения

Давление в конце процесса расширения:

,

где n2 - средний показатель политропы расширения. Приминаем .

Температура Тв в конце расширения

.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

.

Погрешность расчета не должна превышать 2%.

1.6 Расчет индикаторных показателей цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление для карбюраторных двигателей:

.

Действительное среднее индикаторное давление для округлой индикаторной диаграммы:

Рi = Pi` ,

где - коэффициент полноты индикаторной диаграммы. Он принимается равным 0,98.

Индикаторный КПД определяется по формуле:

.

Индикаторный удельный расход топлива;

gi=36*105/, г/кВт*ч.

1.7 Расчет эффективных показателей цикла

Среднее давление механических потерь Рм определяется по эмпирическим формулам с учетом средней скорости поршня Vср.

Vср = Sn/30 м/с,

где S - ход поршня, м; n - частота вращения коленчатого вала, мин-1.

Для карбюраторного двигателя:

S/D1 Рм = 0,024+0,0053Vср;

S/D1 Рм = 0,049+0,0152Vср,

где S/D - отношение хода поршня к его диаметру.

Среднее эффективное давление:

Ре =Рi - Рм МПа.

Механический КПД определяем по соотношению

м = Ре/Рi.

Эффективный КПД будет равен

е =i *м.

Удельный эффективный расход топлива

gе=36*105/Нuе г/кВт*ч.

Эффективная мощность

Ne=Рe n Vh i/30 кВт,

где Vh - рабочий объем цилиндра, л; i - число цилиндров; - коэффициент тактности; =4 - четырехтактные двигатели.

Часовой расход топлива

Gт = Ne*ge/1000 кг/ч.

Результаты расчета сводятся в табл.2, проводится их анализ и делается вывод о влиянии значения условий работы на показатели двигателя.

Таблица 1.2

То

Ро

Та

v

Tz

Pz

Pi

Pe

e

Ne

ge

Gт

Значение

2. Расчет основных параметров систем двигателя и агрегатов автомобиля

2.1 Расчет параметров механизма газораспределения

Основным параметром механизма газораспределения является «время-сечение», которым называется интегральная сумма произведений проходных сечений, открываемых клапаном, на время, т.е.

.

Параметр «время-сечение» характеризует работу механизма газораспределения и позволяет судить не только о величине проходного сечения клапана, но и о продолжительности его открытия. Если известны «время-сечение» и объем газов V = Vh·зv, поступающих в цилиндр при впуске, то средняя скорость поступления газов при впуске

щг = V / Ф,

где зv - коэффициент наполнения; f - величина проходного сечения клапана в рассматриваемый момент времени; t1, t2 - моменты открытия и закрытия клапана.

С другой стороны, из условия неразрывности газовой струи имеем

щг = Сп · Fп (i · f)-1,

где Сп - средняя скорость поршня; i - число одноименных клапанов; Fп - площадь поршня.

Тогда Ф = 30зv · i · f · n-1,

где n - число оборотов двигателя.

Площадь проходного сечения клапана f при угле его конической фаски бф для текущего подъема hкл определяется как боковая поверхность усеченного конуса (рис. 4.12)

f = р h1(dг+d1)/2,

где h1 = hкл cos бф - длина образующей конуса;

d1 = dг + 2h1 · sin бф.

Таким образом,

Ф = 15 · зv · i · f · n-1 · р · hкл · (dг+d1) cos бф.

2.2 Расчет параметров системы охлаждения

Исходная величина для расчета элементов системы охлаждения - количество теплоты (Дж/с), которое необходимо отвести от двигателя в охлаждающую среду,

Qж = qж · NeN,

где qж - удельное количество теплоты, Дж/(кВт·с); NeN - эффективная мощность, кВт.

Расчет радиатора. Основные параметры радиатора: поверхность охлаждения радиатора Fp (м2), омываемая воздухом; фронтальная поверхность радиатора Fф.р (м2); глубина радиатора l(м) - расстояние между передней и задней стенками его решетки по ходу воздуха, l=0,06…0,15м; коэффициент компактности радиатора ц - отношение охлаждающей поверхности к объему радиатора, ц=Fр/Fф.р·l=600…900 м2/м3; коэффициент оребрения ш - отношение площадей поверхностей, омываемых воздухом и жидкостью, ш = 3…6.

Количество жидкости (кг/с), циркулирующей в системе охлаждения в единицу времени,

Gж = Qж/(сж · ДТж) ,

где сж - теплоемкость циркулирующей жидкости: для воды сж = 4,178 Дж/(кг·К), для этиленгликолиевых смесей сж = 2,093 Дж/(кг·К); ДТж=5…10 - перепад температуры охлаждающей жидкости в радиаторе, К; ДТж = Тж.вх - Тж.вых .

Поверхность охлаждения радиатора (м2)

Fp = Qж/[К(Тж.ср - Тв.ср)],

где К - полный коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·град); Тж.ср=(Тж.вх+Тж.вых)/2=353…368 - средняя температура жидкости в радиаторе, К; Тв.ср = (Тв.вх+Тв.вых)/2 = 323…328 - средняя температура воздуха, проходящего через радиатор, К.

Можно принимать К [Вт/(м2·К)]:

для карбюраторных двигателей 140 … 180;

для дизелей 80…100.

Количество теплоты, отводимой от двигателя Qж и передаваемой через охлаждающую жидкость охлаждающему воздуху в радиаторе Qв, принимают равными. В этом случае расход воздуха через радиатор (м3/с)

Gв = Qв/(св · св · ДТв) ,

где Qв - количество теплоты, отводимое от радиатора охлаждающим воздухом: Qв = Qж, Дж/с; св = 1000 - теплоемкость воздуха, Дж/(кг·К); ДТ= Тв.вых - Тв.вх = 20 … 30 - перепад температуры воздуха в радиаторе, К (Тв.вх = 313 К); с - плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе, кг/м3:

св = p0 · 106/(Rв · Тв.ср),

где p0 - атмосферное давление, МПа; RB = 287 - удельная газовая постоянная для воздуха, Дж/(кг·К); Тв.ср = 323 … 328 - средняя температура воздуха, проходящего через радиатор, К.

Фронтальная поверхность решетки радиатора, выполненная в виде квадрата с целью получения коэффициента обдува равным единице, (м2)

Fф.р = Gв / vв,

где vв = 6…24 - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения машины, м/с.

Глубину радиатора определяют по найденным значениям поверхности охлаждения радиатора Fр и фронтальной поверхности решетки радиатора Fф.р:

l = Fр / (Fф.р ·ц)

2.3 Расчет параметров системы смазки

Расчет масленого насоса заключается в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.

Циркуляционный расход Vц масла зависит от количества отводимой им от двигателя теплоты Qм. В соответствии с данными теплового баланса величина Qм (кДж/с) для современных автомобильных двигателей составляет 1,5-3,0% от общего количества теплоты Qо, введенной в двигателей с топливом:

Qм = (1,0150,03)Qо

Количество теплоты, выделяемой топливом в течении 1 с:

Qо = Hu · Gт/3600,

где Hu выражено в кДж/кг; Gт - в кг/ч.

Циркуляционный расход масла (М3/с) при заданной величине Qм

Vц = Qм / (см · см · ?Tм),

где см = 900 (кг/м3) - плотность масла,

см = 2,094 (кДж/кг·К) - средняя теплоемкость масла,

?Tм = 10-15 К - температура нагрева масла в двигателе.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивают в 2 раза:

V, = 2 Vц,

В связи с учетом масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом объемного коэффициента подачи зн, который изменяется в пределах 0,60,8:

Vр = V, / зн.

2.4 Расчет системы питания карбюраторного и дизельного двигателя

Расчет жиклеров

Для обеспечения в диффузоре необходимого расхода топлива при данном разрежении необходимо иметь определенный диаметр жиклера. Секундный расход топлива

Gтс = Gт / 3600,

где Gт = ge · Ne - часовой расход топлива.

Рисунок 2.1. Характеристики процесса обогащения элементарного (1) и «идеального» (2) карбюраторов

Этим требованиям должна соответствовать производительность жиклера

Gтж = (р·dж2/4) · щтж · ст,

где dж - диаметр жиклера, м; щтж - скорость топлива при истечении из жиклера, м/с; ст - плотность топлива (для бензинов ст=730…750 кг/м3).

Из равенства Gтж = Gтс находится dж,

dж = [Gт/(900 р · щтж · ст)]0,5.

Скорость истечения топлива из жиклера в значительной степени зависит от его формы (например, отношения l /dж). Расчет скорости ведется по формуле

щтж = [2(Дp - g · Дh · ст)/ ст]0,5,

где Дh = (0,002…0,005)м - расстояние между уровнем топлива в поплавковой камере и устьем распылителя.

Форсунки служат для распиливания и равномерного распределения топлива по объему камеры сгорания дизеля и выполняются открытыми и закрытыми. В закрытых форсунках распиливающие отверстия сообщаются с трубопроводом высокого давления только в период подачи топлива. В открытых форсунках эта связь постоянна.

Расчет форсунки сводится к определению диаметра сопловых отверстий.

Объем топлива (мм3/цикл), впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход четырехтактного дизеля (цикловая подача):

Vц = ge · Ne · 103 /(30 n · i · т).

Время истечения топлива (с)

t = /(6n),

где - угол поворота коленчатого вала, град.

Продолжительность подачи задают в зависимости от типа смесеобразования дизеля. При пленочном смесеобразовании = 15 25° поворота коленчатого вала, а при объемном, где требуется более высокая скорость впрыска, = 10 20°.

Средняя скорость истечения топлива (м/с) через сопловые отверстия распылителя определяется по формуле

ф = [(2/т)(рф - рц)],

где рф - среднее давление впрыска топлива, Па; рц = (рс + рz)/2 - среднее давление газа в цилиндре в период впрыска, Па; рс и рz - давление в конце сжатия и сгорания, определяемые по данным теплового расчета дизеля, Па.

В дизелях без наддува рц = 3 6 МПа, а в двигателях с наддувом может быть значительно выше.

Среднее давление впрыска рф в дизелях автомобильного и тракторного типов лежит в пределах 15 40 МПа и зависит от величины затяжки пружины форсунки, гидравлического сопротивления сопел, диаметра и скорости движения плунжера и др. Чем выше давление впрыска, тем больше скорость истечения топлива и лучше его распыливание.

Величина средней скорости истечения топлива изменяется в широких пределах ф = 150 300 м/с.

Суммарная площадь (мм2) сопловых отверстий форсунки находится из выражения

fс = Vц /(103 ф · ф · t),

где ф - коэффициент расхода топлива, равный 0,65 0,85.

Диаметр соплового отверстия форсунки

dс = [4fс/( m)]0,5,

где m - число сопловых отверстий.

Число и расположение сопловых отверстий выбирается исходя из формы камеры сгорания и способа смесеобразования.

В дизелях с пленочным смесеобразованием применяют одно-и двухдырчатые распылители с диаметром отверстия 0,4 0,6 мм, а в дизелях с объемным смесеобразованием - многодырчатые распылители с диаметром отверстий 0,2 мм и более.

2.5 Расчет параметров муфты сцепления и коробки передач

Момент трения муфты может быть рассчитан по следующему уравнению:

Ммр = м · Q · Ro · iф,

где Q - нажимное усилие, действующее на диски; Ro - средний радиус трения; iф - число пар поверхностей трения; м - расчетный коэффициент трения.

При выборе величины Ммр рекомендуются следующие значения в -коэффициента запаса муфт сцепления у грузовых автомобилей:

в = Ммр / Мкmax = 1,8 … 2,5.

У легковых автомобилей коэффициент запаса муфт сцепления обычно несколько ниже, чем у грузовых, и равен 1,2…1,5.

С достаточным приближением можно принять

Ro = 0,5 (R1 + R2),

где R1 - наружный радиус поверхности трения, диктуется диаметром маховика двигателя; R2 = (0,6 … 0,7) R1 - внутренний радиус поверхности терния.

Число пар поверхностей трения

iф = m + n -1,

где m - число ведущих, а n - число ведомых дисков.

Если допустить, что нажимное усилие Q воздействует на всю поверхность трения дисков равномерно, с одинаковым удельным давле-нием q, то

Q = q · 2Ro · b,

где b = R1 - R2 - ширина поверхностей трения.

Подставив значения Q, Ro, b, iф в исходное уравнение, получаем

Ммр = 0,5 · м · q · (R1 + R2)2 · (R1 - R2) · (m + n -1).

Сумма чисел зубьев зависит от двух параметров: допустимого по компоновочным условиям расстояния А между осями валов коробки и величины m модуля шестерен, т.е.

.

Число зубьев zx ведущей и zx ведомой шестерен каждой отдельной сопряженной пары определяется по уравнениям:

; ,

где ik(x) - расчетное передаточное число коробки на рассматриваемой передаче.

При расчете используют угловое корригирование зацепления, т.е. уменьшают сумму чисел зубьев у шестерен корригируемой пары на единицу против номинала, принимая ее равной z-1. Это уменьшает расхождение между фактическими и расчетными значениями передаточных чисел коробки. Передаточное число трехвальной коробки с прямой передачей на любой непрямой передаче (см.рис.12.8)

,

где ik(0) - передаточное число постоянно включенной пары шестерен, соединяющих входной вал 1 с промежуточным валом 2; ik(x) - передаточное число шестерен, включаемых на данной передаче и соединяющих промежуточный вал с выходным валом 3.

Передаточным числом

задаются.

Задание к тепловому расчету двигателя

Заданные параметры	Цифра шифра последняя
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9
Автомобиль (марка)	ВАЗ 21214	ВАЗ 21103	FIAT	SKODA	ВАЗ 2112	BMW	TOYOTA	HONDA S2000	ГАЗ 3110	MERCEDES C-180
Прототипы двигателя	ВАЗ 21214	ВАЗ 21103	FIAT	SKODA	ВАЗ 2112	BMW	TOYOTA	HONDA S2000	ГАЗ 3110	MERCEDES C-180
Число и расположение цилиндров, порядок их работы	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342	4P 1342
Мощность двигателя, кВт	59	68	59	74	68	77	63	177	110.2	94.85
Частота вращения коленвала, мин-1	5200	5600	5000	6000	5600	5800	6000	8300	5200	5500
Степень сжатия,	9,0	10,5	10,6	10,5	10,5	9,5	10,0	11,0	9,5	9,5
Диаметр ход поршня, мм	82x80	82x71	70,8x 78,8	76,5x 75,6	82x71	89x71	75x73,5	87x84	92x86	80x66
Площадь проходного сечения клапанов, см2	9,5	9,7	9,6	9,8	9,65	9,85	9,62	10,5	9,95	9,93
Применяемое топливо	АИ-95 бензин	АИ-95 бензин	АИ-95 бензин	АИ-95 бензин	АИ-95 бензин	АИ-98 бензин	АИ-95 бензин	АИ-95 бензин	АИ-95 бензин	АИ-98 бензин

Примечание. Коэффициент избытка воздуха ; температура окружающей среды К; давление окружающей среды .Рекомендуемая литература

1. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов.- 3-е изд. перераб. и доп. / А.И. Колчин, В.П. Демидов. - М.: Высшая школа, 2003. - 496 с.

2. Луканин В.Н.Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн 1. Теория рабочих процессов: учебник / В.Н. Луканин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; под ред. В.Н.Луканина. - М.: Высшая школа, 2007. - 479 с.

3. Сокол Н.А. Рабочие процессы, конструкция и основы расчета автомобильных двигателей: метод. указания / Сокол Н.А. и др. - Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2009. - 26 с.

Размещено на Allbest.ru

...