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, | |
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
- 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
=,
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
Действительный
коэффициент молекулярного
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
.
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
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
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
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
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
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
Так как данные расчёта не
вышли за пределы средней
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:
- Строим индикаторную диаграмму в координатах р-V.
- Перестраиваем индикаторную диаграмму, выполненную по результатам теплового расчета, в координаты р-φ.
- 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:
где
Результаты расчета заносятся в табл. 5.
- Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:
(2)
Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения:
,
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:
- 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:
Результаты определения, а также , и заносятся в табл.5.
- Определяем нормальную
силу К,
направленную по радиусу кривошипа
(7)
7.
Определяем тангенциальную
Результаты определения К и Т заносим в таблицу 6
3.1. Построение индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма строится в координатах . Построение индикаторной диаграммы двигателя внутреннего сгорания производится на основании теплового расчета.
В начале построения на оси абсцисс откладывают отрезок , соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня в масштабе , который в зависимости от величины хода поршня проектируемого двигателя может быть принят 1:1, 1.5:1 или 2:1.
Принимаем 1:1.
Отрезок , соответствующий объему камеры сгорания, определяется из соотношения
.
Отрезок
При построении диаграммы выбираем масштаб давления .
Затем по данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках .
По наиболее распространенному графическому методу Брауэра политропы сжатия и расширения строим следующим образом.
Из начала координат проводим луч под углом к оси координат. Далее из начала координат проводим лучи и под углами и к оси ординат. Эти углы определяют из соотношений
, .
Политропу сжатия строим с помощью лучей и . Из точки проводим горизонталь до пересечения с осью ординат; из точки пересечения - линию под углом к вертикали до пересечения с лучом , а из этой точки - вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки проводим вертикальную линию до пересечения с лучом . Из этой точки пересечения под углом к вертикали проводим линию до пересечения с осью абсцисс, а из этой точки - вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой политропы сжатия. Точку находим аналогично, принимая точку за начало построения.
Политропу расширения строим с помощью лучей и , начиная от точки , аналогично построению политропы сжатия. Критерием правильности построения политропы расширения является приход ее в ранее нанесенную точку .
После построения политропы сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия выпускного клапана, опережения зажигания и скорости нарастания давления, а также наносим линии впуска и выпуска. Для этой цели под осью абсцисс проводим на длине хода поршня как на диаметре полуокружность радиусом . Из геометрического центра в сторону н.м.т. откладываем отрезок O’O’1мм.
При скруглении индикаторной диаграммы из центра проводят луч под углом , соответствующим предварению открытия выпускного клапана. Полученную точку , соответствующую началу открытия выпускного клапана, сносим на политропу расширения (точка ).
Далее из того же центра проводят луч под углом , соответствующим углу опережения начала впрыска топлива ( ПКВ до в.м.т.), а точку сносим на политропу сжатия, получая точку . На линии в.м.т. находим точку из соотношения . Соединяем точки и плавной кривой. Из точки проводим плавную кривую до середины отрезка . Из середины отрезка проводим кривую с плавным переходом в кривую политропы расширения.
Затем проводим плавную кривую изменения линии расширения в связи с предварительным открытием выпускного клапана.
В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму.
3.2.
Перестроение индикаторной
Развертку индикаторной диаграммы в координаты выполняем справа от индикаторной диаграммы. Ось абсцисс развернутой диаграммы располагаем по горизонтали на уровне линии индикаторной диаграммы. Длина графика (720° ПКВ) делится на 24 равных участка, которые соответствуют определенному углу поворота коленчатого вала. Каждую точку на линии абсцисс нумеруем (0, 30, 60° ПКВ). По наиболее распространенному способу Ф. А. Брикса дальнейшее перестроение индикаторной диаграммы ведем в следующей последовательности.
Полученную полуокружность делим вспомогательными лучами из центра на 6 равных частей, а затем из центра Брикса (точка ) проводим линии, параллельные вспомогательным лучам, до пересечения с полуокружностью.
Вновь полученные точки на полуокружности соответствует определенным углам ПКВ. Из этих точек проводим вертикали до пересечения с соответствующими линиями индикаторной диаграммы. Развертку индикаторной диаграммы начинаем, принимая за начало координат положение поршня в в.м.т. в начале такта впуска. Далее для каждого значения угла на индикаторной диаграмме определяем величину давления в надпоршневой полости и заносим в табл. 5. Модуль газовой силы также заносим в табл. 5. По данным этой таблицы строим зависимость .
Полученные точки на графике соединяем плавной кривой.
3.3.
Построение диаграмм сил
График силы инерции строим в том же масштабе и на той же координатной сетке, где выстроен график газовой силы . На основании полученных графиков и на той же координатной сетке и в том же масштабе строим график суммарной силы .
Определение модуля силы для различных значений угла выполняем путем суммирования в каждой точке ординат графиков и с учетом их знаков или модулей сил и из табл. 5.
Координатную сетку для графика сил и размещаем под координатной сеткой сил , , . График сил и строим в том же масштабе, что и предыдущий график.
Принимаем масштабные коэффициенты:
Результаты расчета сил
φ, град |
pг, МПа |
Рг, Н |
cosφ+λcos2φ |
Знак силы |
Рj, H |
Знак силы |
PΣ, H |
Знак силы |
0 |
0,105 |
66,35 |
1,250 |
+ |
-38120,0 |
- |
-38053,64 |
- |
30 |
0,091 |
-119,43 |
0,991 |
- |
-30222,3 |
- |
-30341,73 |
- |
60 |
0,074 |
-345,02 |
0,375 |
- |
-11436,0 |
- |
-11781,02 |
- |
90 |
0,073 |
-358,29 |
-0,250 |
- |
7624,0 |
+ |
7265,71 |
+ |
120 |
0,082 |
-245,50 |
-0,625 |
- |
19060,0 |
+ |
18814,50 |
+ |
150 |
0,090 |
-132,70 |
-0,741 |
- |
22598,3 |
+ |
22465,60 |
+ |
180 |
0,092 |
-106,16 |
-0,750 |
- |
22872,0 |
+ |
22765,83 |
+ |
210 |
0,097 |
-39,81 |
-0,741 |
- |
22598,3 |
+ |
22558,49 |
+ |
240 |
0,117 |
218,96 |
-0,625 |
+ |
19060,0 |
+ |
19278,95 |
+ |
270 |
0,185 |
1127,95 |
-0,250 |
+ |
7624,0 |
+ |
8751,95 |
+ |
300 |
0,389 |
3828,40 |
0,375 |
+ |
-11436,0 |
- |
-7607,60 |
- |
330 |
1,280 |
15651,97 |
0,991 |
+ |
-30222,3 |
- |
-14570,34 |
- |
360 |
3,775 |
48767,25 |
1,250 |
+ |
-38120,0 |
- |
10647,26 |
+ |
379 |
6,840 |
89439,80 |
1,143 |
+ |
-34842,3 |
- |
54597,48 |
+ |
390 |
3,731 |
48176,74 |
0,991 |
+ |
-30222,3 |
- |
17954,43 |
+ |
420 |
1,207 |
14689,89 |
0,375 |
+ |
-11436,0 |
- |
3253,89 |
+ |
450 |
0,602 |
6661,54 |
-0,250 |
+ |
7624,0 |
+ |
14285,54 |
+ |
480 |
0,410 |
4107,07 |
-0,625 |
+ |
19060,0 |
+ |
23167,06 |
+ |
510 |
0,321 |
2926,04 |
-0,741 |
+ |
22598,3 |
+ |
25524,34 |
+ |
540 |
0,203 |
1366,81 |
-0,750 |
+ |
22872,0 |
+ |
24238,80 |
+ |
570 |
0,186 |
1141,22 |
-0,741 |
+ |
22598,3 |
+ |
23739,52 |
+ |
600 |
0,200 |
1320,37 |
-0,625 |
+ |
19060,0 |
+ |
20380,36 |
+ |
630 |
0,180 |
1061,60 |
-0,250 |
+ |
7624,0 |
+ |
8685,60 |
+ |
660 |
0,150 |
656,87 |
0,375 |
+ |
-11436,0 |
- |
-10779,13 |
- |
690 |
0,120 |
265,40 |
0,991 |
+ |
-30222,3 |
- |
-29956,90 |
- |
720 |
0,105 |
66,35 |
1,250 |
+ |
-38120,0 |
- |
-38053,64 |
- |
Результаты расчета сил T, K
φ, град |
cos(α+β)/cosβ |
К, H |
знак силы |
sin(α+β)/cosβ |
T,Н |
знак силы |
0 |
1,000 |
-38053,64 |
- |
0,000 |
0,00 |
+ |
30 |
0,803 |
-24365,36 |
- |
0,609 |
-18481,42 |
- |
60 |
0,308 |
-3627,90 |
- |
0,977 |
-11508,98 |
- |
90 |
-0,258 |
-1876,00 |
- |
1,000 |
7265,71 |
+ |
120 |
-0,692 |
-13020,67 |
- |
0,755 |
14207,62 |
+ |
150 |
-0,929 |
-20870,98 |
- |
0,391 |
8781,60 |
+ |
180 |
-1,000 |
-22765,83 |
- |
0,000 |
0,00 |
+ |
210 |
-0,929 |
-20957,28 |
- |
-0,391 |
-8817,91 |
- |
240 |
-0,692 |
-13342,10 |
- |
-0,755 |
-14558,35 |
- |
270 |
-0,258 |
-2259,74 |
- |
-1,000 |
-8751,95 |
- |
300 |
0,308 |
-2342,72 |
- |
-0,977 |
7431,93 |
+ |
330 |
0,803 |
-11700,44 |
- |
-0,609 |
8874,92 |
+ |
360 |
1,000 |
10647,26 |
+ |
0,000 |
0,00 |
+ |
378 |
0,927 |
50617,98 |
+ |
0,383 |
20895,02 |
+ |
390 |
0,803 |
14417,97 |
+ |
0,609 |
10936,21 |
+ |
420 |
0,308 |
1002,02 |
+ |
0,977 |
3178,76 |
+ |
450 |
-0,258 |
-3688,51 |
- |
1,000 |
14285,54 |
+ |
480 |
-0,692 |
-16032,89 |
- |
0,755 |
17494,42 |
+ |
510 |
-0,929 |
-23712,61 |
- |
0,391 |
9977,24 |
+ |
540 |
-1,000 |
-24238,80 |
- |
0,000 |
0,00 |
+ |
570 |
-0,929 |
-22054,48 |
- |
-0,391 |
-9279,57 |
- |
600 |
-0,692 |
-14104,34 |
- |
-0,755 |
-15390,07 |
- |
630 |
-0,258 |
-2242,61 |
- |
-1,000 |
-8685,60 |
- |
660 |
0,308 |
-3319,38 |
- |
-0,977 |
10530,23 |
+ |
690 |
0,803 |
-24056,33 |
- |
-0,609 |
18247,02 |
+ |
720 |
1,000 |
-38053,64 |
- |
0,000 |
0,00 |
+ |
3.4. Построение
диаграммы суммарного
Для построения кривой суммарного крутящего момента многоцилиндрового двигателя необходимо графически просуммировать кривые крутящих моментов от каждого цилиндра, сдвигая влево одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками.
Для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет периодически повторяться.
Для четырехтактного двигателя через
Поскольку
а , то кривая , будет отличаться от кривой лишь масштабом.
Масштаб крутящего момента
где - масштаб силы, Н/мм.
Таблица 7
Угол поворота коленчатого вала, ° |
Крутящий момент для цилиндра, Н·м |
Суммарный крутящий момент, Н·м | |||||
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 | ||
0 |
0,0 |
1136,6 |
-1164,7 |
0,0 |
1399,6 |
-1231,2 |
140,3 |
30 |
-1478,5 |
702,5 |
-700,2 |
874,9 |
798,2 |
-694,8 |
-497,9 |
60 |
-920,7 |
0,0 |
594,6 |
254,3 |
0,0 |
842,4 |
770,6 |
90 |
581,3 |
-705,4 |
710,0 |
1142,8 |
-742,4 |
1459,8 |
2446,1 |
120 |
1136,6 |
-1164,7 |
0,0 |
1399,6 |
-1231,2 |
0,0 |
140,3 |
Средний крутящий момент определяется по площади, лежащей под кривой графика суммарного :