Расчет двигателя внутреннего сгорания
ЗАДАНИЕ.
Тип двигателя – дизельный;
Номинальная мощность – Ne =185 кВт
Номинальная частота вращения – п=2600мин-1
Число цилиндров – i=8
Охлаждение – жидкостное
Прототип -ЯМЗ-238
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
1.1 Выбор топлива, определение его теплоты сгорания
Для дизельного двигателя выбирается дизельное топливо: марки Л - при работе в летних условиях (температура окружающего воздуха 0 °С и выше), марки 3 - при работе в зимних условиях (температура окружающего воздуха до -30 °С). Низшая теплота сгорания жидкого топлива, кДж/кг:
где С, H и О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.
C=0,870кг
H=0,126 кг
O=0,004 кг
кДж/кг
1.2 Определение параметров рабочего тела
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма жидкого топлива:
где , кмоль возд./ кг топл.; , кмоль возд./ кг топл.
Количество свежего заряда:
где - коэффициент избытка воздуха;
Коэффициент избытка воздуха определяет состав горючей смеси. Его значение зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя, находится в следующих пределах дизельных – α = 1.3-1,4
Принимаем α = 1.3
При не полном сгорании топлива (α > 1) в состав продуктов сгорания входят: углекислый газ, водяной пар, кислород и азот.
углекислого газа:
водяного пара:
кислорода:
азота:
Общее количество продуктов сгорания жидкого топлива:
1.3 Определение параметров окружающей среды и остаточных газов
Атмосферные условия:
МПа;
Да вление и температура окружающей среды для двигателя без надува
Pk = Po Tk = To
Давление остаточных газов:
Выбираем Pr=0.110 МПа
Температура остаточных газов К, принимаем по прототипу:
К
1.4 Расчет параметров процесса впуска
Давление газов в цилиндре в конце впуска определяется по формуле, МПа:
где, - потери давления на впуске за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре;
- при отсутствии наддува двигателя
где, - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;
- коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению;
- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или продувочных окнах), м/с;
- плотность заряда на впуске (при отсутствии наддува ), кг/м3.
По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме:
Примем
Плотность заряда на впуске:
где, = 287 Дж/(кг град) - удельная газовая постоянная воздуха.
Величина pa для дизельных двигателей лежит в пределах .
Коэффициент остаточных газов :
где , - температура подогрева свежего заряда при его контакте со стенками впускного трубопровода и цилиндра;
- степень сжатия; =16,5
Температура заряда в конце процесса впуска:
Коэффициент наполнения без учета продувки и дозарядки четырехтактного двигателя:
Величина для прототипа лежит в пределах .
1.5 Расчет параметров процесса сжатия
По данным прототипа величина показателя политропы сжатия для дизельных двигателей без надува:
n1 = 1,380-1,400 по номограмме получаем 1,386
примем n1 = 1,38
Давление и температура конца процесса сжатия определяются из уравнения политропы с постоянным показателем :
Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия
Рабочая смесь состоит из свежей смеси и остаточных газов.
Температура конца процесса сжатия tс в градусах Цельсия (°С)
Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия
принимается равной теплоемкости воздуха кДж;/(кмоль·град), и
определяется по формуле:
Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия в
кДж;/(кмоль·град) определяется по следующей формуле:
где , , , - средние
мольные теплоемкости продуктов сгорания при изменении температуры в
диапазоне 0…1500 °С, которые могут быть выражены в зависимости от
температуры tс следующими формулами:
Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в кДж;/(кмоль·град)
определяется по формуле:
1.6 Расчет параметров процесса сгорания
Изменение объема при сгорании рабочей смеси учитывает коэффициент
молекулярного изменения рабочей смеси, который определяется по
формуле
Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кмоль раб.см:
Тогда имеем:
- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при
постоянном объеме. кДж/(кмоль·град). которая определяется по формуле:
где , , , - средние
мольные теплоемкости продуктов сгорания при изменении температуры в
диапазоне 1501…2800 °С, которые могут быть выражены в зависимости
от температуры tz следующими формулами:
Подставим уравнения для средних мольных теплоемкостей продуктов
сгорания в уравнение для расчета и получим следующее выражение:
Температура , определяется путем решения уравнения сгорания, которое имеет вид:
где - коэффициент использования теплоты;
- степень повышения давления.
По опытным данным значения коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей без наддува при их работе на номинальном режиме:
Степень повышения давления примем
Уравнение сгорания после подстановки в них числовых значений всех
известных параметров и последующих преобразований принимают вид
уравнений второго порядка относительно :
где , A,B и C - численные значения
известных величин, откуда
C
Давление конца сгорания:
Степень предварительного расширения:
1.7 Расчет параметров процесса расширения и выпуска
Степень последующего расширения:
Средние показатели адиабаты расширения К2 определяются по номограмме
К2=1,274
На номинальном режиме
можно принять показатель
Давление и температура конца процесса расширения:
Правильность предварительного выбора температуры остаточных газов проверяется с помощью выражения:
Т.к. погрешность менее 10%, значит температура остаточных газов выбрана верно.
1.8 Определение индикаторных показателей двигателя
Теоретическое среднее индикаторное давление, МПа:
МПа
Действительное среднее индикаторное давление:
где - коэффициент полноты диаграммы, который принимается равным: = 0,95
Индикаторный КПД для дизелей:
Индикаторный удельный расход жидкого топлива, г/(кВт ч):
1.9 Определение эффективных показателей двигателя
Среднее давление механических потерь
где выражено в м/с;
a,b - коэффициенты, значения которых устанавливаются экспериментально .
а = 0,089 МПа
b = 0,0118 (МПа c)/м
Средняя скорость поршня, предварительно примем равной 10 м/с (так как большее значение n=2600 чем у прототипа):
n - номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, мин1.
Среднее эффективное давление, МПа:
Механический КПД ( ) представляет собой отношение среднего эффективного давления к индикаторному:
Эффективный КПД двигателя:
Эффективный удельный расход жидкого топлива, г/(кВт ч):
1.10 Определение основных
размеров цилиндра и
По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала, тактности и эффективному давлению определяется литраж двигателя, л:
где, T - тактность двигателя;
выражено в кВт, - в МПа, n - .
Рабочий объем одного цилиндра, л:
где, i - число цилиндров двигателя.
Диаметр цилиндра, мм:
Целесообразно принять для дизеля S/D> или=1
Ход поршня мм:
Полученные значения D и S округлили до ближайших целых чисел. По окончательно принятым значениям D и S определяем основные параметры двигателя:
литраж двигателя (л)
Средняя скорость поршня
Расхождение с ранее принятым значением на 4%, является допустимым.
эффективная мощность (кВт)
эффективный крутящий момент (Н м)
часовой расход топлива (кг/ч)
1.11 Построение индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма дизельного двигателя построена для номинального режима работы двигателя, т. е. при Ne = 183 кВт и n = 2600 мин –1, аналитическим методом.
Для дизелей отношение изменяется в пределах 1…d .
Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня Ms= 1 мм в мм; масштаб давлений Мр = 0,05 МПа в мм.
Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:
AB=S/Ms=120/l,0 = 120 мм; ОА = АВ/(ε–1)= 120/(16,5–1)= 7,74 мм.
Максимальная высота диаграммы (точка г) pz/Mp =8,904/0,05=178 мм.
Ординаты характерных точек:
pа/Mp =0,093/0,05 = 1,86 мм;
рс/Мр= 4,452/0,05 = 89,04 мм;
рb/Мр=0,351/0,05 = 7 мм;
рг/Мр = 0,110/0,05 = 2,2 мм;
ро/Мр=0,1/0,05=2 мм.
Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:
а) политропа сжатия px=pa(Va/Vx)n1. Отсюда
рх/Мр , мм =(ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1= 1,86(127,74/ОХ)1,38 мм,
б) политропа расширения px=рb(Vb/Vx)n2 Отсюда
рх /Мр, мм =(рb/Мр)(ОВ/ОХ)n2= 7(127,74/ОХ)1,26 мм.
Результаты расчета точек политроп приведены в табл 1.
Таблица 1
Политропа сжатия |
Политропа расширения | |||||||
№ |
ОХ |
ОВ/ОХ |
(ОВ/ОХ)^n1 |
px/Mx, мм |
рх, Мпа |
(ОВ/ОХ)^n2 |
px/Mx, мм |
рх, Мпа |
1 |
7,74 |
16,5 |
47,89 |
89,08 |
4,45 |
34,20 |
239,4 |
11,97 |
2 |
10,64 |
12 |
30,871 |
57,42 |
2,87 |
22,89 |
160,27 |
8,01 |
3 |
21,29 |
6 |
12,45 |
22,04 |
1,10 |
9,56 |
66,92 |
3,35 |
4 |
40,00 |
3 |
4,96 |
9,23 |
0,96 |
3,99 |
27,94 |
1,40 |
5 |
63,87 |
2 |
2,602 |
4,84 |
0,46 |
2,39 |
16,76 |
0,84 |
6 |
85,16 |
1,5 |
1,749 |
3,25 |
0,16 |
1,66 |
11,66 |
0,58 |
7 |
91,24 |
1,4 |
1,591 |
2,95 |
0,14 |
1,52 |
10,69 |
0,53 |
8 |
98,26 |
1,3 |
1,436 |
2,7 |
0,13 |
1,39 |
9,74 |
0,48 |
9 |
106,45 |
1,2 |
1,286 |
2,4 |
0,12 |
1,25 |
8,80 |
0,44 |
10 |
127,74 |
1 |
1,00 |
1 |
0,05 |
1,00 |
7 |
0,35 |
Скругление индикаторной диаграммы. Начало открытия впускного клапана (точка г') устанавливается за 20° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка а") — через 56° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 56° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а') — через 20° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения впрыска равным 20°, а продолжительность периода задержки воспламенения ∆φ>= 8°.
Обозначение точек |
Положение точек |
φ0 |
( 1 - cos φ) +λ/4(1- cos2 φ) |
Расстояние АХ точек от в.м.т..мм |
b' |
56 до н.м.т. |
124 |
2,084 |
83,3 |
г' |
20 до в.м.т. |
20 |
0,076 |
3,0 |
а' |
20 после в.м.т. |
20 |
0,076 |
3,0 |
а" |
56 после н.м.т |
124 |
2,084 |
83,3 |
c |
20 до в.м.т. |
20 |
0,076 |
3,0 |
f |
(20-8) до в.м.т. |
12 |
0,038 |
1,5 |
2. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале частот вращения коленчатого вала:
от nmin = 600 мин ,nх = 1000 мин значение nN = 2600 мин .
где - частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности.
Расчетные точки кривых эффективной мощности и эффективного удельного расхода топлива определяются по следующим зависимостям через каждые 500 мин1:
кВт
= г/кВт*ч
где , соответственно номинальная эффективная мощность (кВт), удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности (г/кВт-ч),
- соответственно эффективная мощность (кВт), удельный эффективный расход топлива (г/кВт-ч), частота вращения коленчатого вала (мин ) в искомой точке скоростной характеристики;
Крутящий момент (Н м) и часового расхода топлива (кг/ч) определяются по формулам:
где г/(кВт-ч).
a,b,c,коэффициенты, значения которых устанавливаются экспериментально (см. табл. 2.1).
Таблица 2.1 – Значение эмпирических коэффициентов для расчета скоростной характеристики дизельного двигателя.
a |
b |
c |
|||
0.50 |
1.50 |
1.00 |
1.55 |
1.55 |
1.00 |
кВт
г/кВт-ч
Н м
кг/ч
Результаты вычислений заносим в таблицу 2.2
Таблица 2.2 – Значения точек для построения внешней скоростной характеристики.
№ точки |
Частота вращения коленчатого вала в искомой точке скоростной характеристики, об/мин |
Эффективная мощность, кВт |
Эффективный удельный расход топлива, г/кВт ч |
Эффективный крутящий момент, Н м |
Часовой расход топлива, кг/ч |
1 |
600 |
33.5 |
290 |
533 |
9.7 |
2 |
1000 |
65.4 |
256 |
624 |
16.7 |
3 |
1500 |
109 |
230 |
694 |
25 |
4 |
2000 |
149.5 |
221 |
714 |
33 |
5 |
2500 |
179 |
229 |
684 |
40.9 |
6 |
2600 |
183 |
233 |
672 |
42.6 |
ЛИТЕРАТУРА
- Методические указания к курсовому проектированию по автомобильным двигателям (для студентов заочников специальности 1609) Свердловск.1985г
2. Болтинский В.Н. Теория, конструирование и расчет тракторных и автомобильных двигателей. - М.: Сельхозиздат, 1962. - 390 с.
3. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей:
Учеб. пособие для вузов. - М.: Высш. шк., 2002. - 496 с.
