Тепловой расчет. 2

Міністерство  освіти і науки України 

Харківський національний автомобільно-дорожній університет

Кафедра ДВЗ 
 
 
 
 
 
 
 

Курсова робота

З дисципліни «Теорія ДВЗ» 
 
 
 
 
 
 
 

                                           Виконав: ст. гр. АД – 41

                                                                      

                                                                                    Перевірив: доц. Жилін С. С. 
 
 
 
 

Харків 2010

ЗМІСТ

Вступ                                                                                                          3

1 Вибір і обґрунтування  параметрів двигуна                                        4

2 Розрахунок  робочого циклу                                                                   11

      2.1 Допоміжні розрахунки                                                           11

      2.2 Процес наповнення                                                                  14

      2.3 Процес стиску                                                                            16

      2.4 Процес згорання                                                                      16

      2.5 Процес розширення                                                                18

      2.6 Індикаторні показники циклу                                                19

      2.7 Ефективні показники двигуна                                                19

          2.8 Побудова індикаторної діаграма                                             20  

Висновки                                                                                                  22

Перелік посилань                                                                                     23 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ВСТУП

      Відрізняючись від інших теплових двигунів компактністю, двигуни внутрішнього згоряння (ДВЗ) застосовують в багатьох галузях народного господарства, насамперед, на автомобільному транспорті. Число автомобілів

із ДВЗ  у світі в багато разів перевищує  сумарну кількість автомобілів, що мають інший тип двигуна. [1, 2].

     Незважаючи  на те, що в останні роки установка ДВЗ на нові автомобілі відбуваються в умовах жорстких вимог по забезпеченню, у першу чергу, екологічної чистоти й економічності, провідні компанії зайняті пошуком нового типу силової установки, яку можна буди встановлювати на автомобіль і її ККД буде близьким до ДВЗ.

     Метою даної роботи є вдосконалення  дослідного 4-циліндрового двигуна 4ДТА (4ЧН8,8/8,2) [3] для одержання заданого крутного моменту й питомої ефективної витрати палива. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1 ВИБІР І ОБГРУНТУВАННЯ ПАРАМЕТРІВ ДВИГУНА.

Від вибору та обґрунтування конструктивних форм, рішень, експлуатаційних параметрів двигуна необхідно брати до уваги  досягнення світового двигунобудування, основні тенденції і напрямок розвитку сучасних транспортних двигунів. Основні задачі, які стоять перед транспортним двигунобудуванням, такі: підвищення паливної економічності; зниження токсичності та витрати мастил; вживання альтернативного палива; підвищення поршневої та літрової потужності; зниження масо-габаритних показників та інше. [1, 2]

З урахуванням цих та інших задач повинні вибиратися конструктивні рішення та забезпечуватися експлуатаційні параметри двигуна.

Тип двигуна.

  Двигун 4ДТА – це дизельний, чотиритактний, 4-циліндровий, рядний , 8-клапанний двигун із одним розподільчим валом . Порядок роботи циліндрів : 1-3-4-2. Паливна система безпосередньої дії, розділеного типу з блочним  чотиритактним  плунжерним  ПНВТ [3].

     Останнім  часом все більше застосовують на вантажних автомобілях, тракторах, дорожніх і будівельних машинах  дизелів пояснюється таким чином [1]:

– більш  високою паливною економічністю, що властиве робочому циклу дизеля, особливо на часткових режимах, що забезпечує зниження експлуатаційних витрат палива на 25 – 40 % порівнюючи з карбюраторними двигунами;

– поступовим наближенням питомих, енергетичних, габаритних та масових показників дизелів до відповідних показників карбюраторних двигунів при формуванні дизелів за частотою обертання і середнім ефективним тиском, шляхом поліпшення процесів газообміну, ефективним використанням повітря при сумішоутворення і згорянні;

– високим моторесурсом дизелів.

Ступінь стиску.

     В дизельних двигунах при збільшенні  ступеня стиску температура і  тиск в циліндрі за період впорскування палива підвищуються, що приводить  до більш «м’якої» роботи двигуна. Підвищення ε доцільно також для поліпшення запуску. Зростання температури при більших значеннях ε приводить до збільшення в продуктах згоряння оксидів азоту.

     Для сучасних автотракторних дизелів діапазон зміни ступеня стиску дорівнює ε = 14…21 [1, 2]. Тому приймаємо ε = 17,5.

Відношення  ходу поршня до діаметра циліндра.

     При зменшені S/D з одного боку:

–  зменшуються габарити двигуна по висоті;

– знижуються механічні втрати і швидкість спрацювання деталей за рахунок зменшення середньої швидкості поршня;

– поліпшуються умови розміщення клапанів в головці  і створюються передумови для  збільшення їх розмірів;

– підвищується «жорсткість» колінчатого валу у  зв’язку з збільшенням діаметрів  корінних та шатунних шийок.

З іншого боку:

–  збільшуються габарити двигуна по довжині;

– збільшується навантаження на деталі КШМ від тиску та сил інерції;

– зменшується висота камери згоряння і завдяки цьому погіршується її сумішоутворення.

     Доцільно  зменшувати відношення S/D з підвищенням швидкохідності двигуна, особливо для V - подібних ДВЗ, при цьому легше досягаються оптимальні питомі масові та габаритні показники [4]. Для сучасних автотракторних двигунів значення S/D складає 1…1,4 [4]. Для нашого випадку S/D = 0,93.

Число і розташування циліндрів.

     Зі  збільшенням числа циліндрів при збереженні постійної потужності ДВЗ діаметр циліндрів зменшується. При збільшенні кількості циліндрів поліпшується урівноваженість і підвищується рівномірність ходу двигуна. В дизелях при надмірному зменшенні діаметра циліндра виникають труднощі із забезпеченням в кінці стиску спрямованого руху повітряного заряду необхідної інтенсивності в циліндрі, що ускладнює здійснення якісного сумішоутворення і згоряння суміші.

     Зі  збільшенням  діаметра циліндра зменшуються  втрати тепла в систему охолодження, що приводить до збільшення індикаторного ККД та підвищенню теплової напруженості деталей двигуна.

     При збільшені числа циліндрів і  рядному їх розташуванні довжина  двигуна збільшується, висота та ширина зменшується. По розташуванню циліндрів  автотракторні двигуни поділяють на рядні, V-подібні та опозитні. Найбільше розповсюджені рядні двигуни з вертикальним розташуванням циліндрів. Таке розташування сприятливе при обслуговуванні двигуна.

Частота обертання колінчатого  валу.

     В дизелях з підвищенням частоти  обертання колінчатого валу в кінці процесу стиску якість розпорошування палива підвищується, інтенсивність спрямованого руху заряду в циліндрі, його температура і тиск збільшується. Сукупна дія вказаних факторів призводить до підвищення ηі з одночасним збільшенням «жорсткості» процесу згоряння і максимального тиску згоряння Pz. Індикаторні показники з ростом n (при досягнутому рівні) поліпшуються, поки надійно працює паливна апаратура і коефіцієнт наповнення залишається достатньо високим.

     Слід  зазначити, що зі збільшенням частоти обертів колінчастого валу автотракторних двигунів застають інерційні навантаження, збільшуються розміри і маса деталей кривошипно-шатунного механізму, витрати на тертя, знижуються надійність і довговічність деталей двигуна.

Спосіб  сумішоутворення і камера згоряння.

     В дизелях реалізується внутрішній спосіб сумішоутворення. Форма камери згоряння (КЗ) визначає тип сумішоутворення, а саме: однокамерний (об’ємний, плівковий  або об’ємно-плівковий); двокамерний (вихрові передкамерні дизелі). При об’ємному типі сумішоутворення, який забезпечує найкращу економність при найбільшій «жорсткості» роботи ДВЗ, а значить максимальних навантаженнях на деталі КШМ, застосовуються одно порожнинні неглибокі КЗ в поршні циліндричної або близької до неї форми. При плівкому типі сумішоутворення, який забезпечує достатньо високу економічність при значному зменшенні «жорсткості» роботи, а значить і навантаженні на деталі КШМ, застосовуються напіврозподільної форми КЗ в поршні. Двигуні з таким КЗ не можна значно (більш як на 10–20%) форсувати щодо середнього ефективного тиску, зокрема за рахунок застосування наддування, через високу температуру поршня і через це зменшення надійності його роботи. Двокамерні дизелі мають меншу економічність порівняно з однокамерними, через підвищені відносні витрати теплоти.

     Їх  основними перевагами є невимогливість до паливної апаратури і менша  токсичність відпрацьованих газів.

     У двигуні 4ДТА внутрішнє сумішоутворення  і. Камера згоряння має вихрову форму.

     Для дизелів без наддування коефіцієнт надлишку повітря на номінальному режимі дорівнює α = 1,25…1,45 [5]. Для нашого двигуна α = 1,51.

Тиск  залишкових газів.

     Тиск  залишкових газів Pr, МПа, визначається з урахуванням конструкції випускної системи і тиску середовища, куди здійснюється випуск відпрацьованих газів. Тиск залишкових газів для автотракторних двигунів без наддування можна визначити як Pr = (1,1…1,25)Ро [5], МПа.

Температура залишкових газів.

     Температура для дизелів Tr = 700…900 К [5]. Треба врахувати, що збільшення коефіцієнта надлишку повітря і ступеня стиску призводить до зниження температури залишкових газів, а підвищення частоти обертання колінчатого валу збільшує температуру надлишкових газів. Приймаємо               Tr = 800 К.

Ступінь підігріву заряду внаслідок теплообміну зі стінками.

      Ступінь підігрівання заряду при впусканні  для дизелів без наддування складає  ΔТ = 20…40 К. Слід врахувати, що при збільшені  діаметра циліндра, частоти обертання  колінчатого валу і ступеня стиску величина ΔТ зменшується. Якщо впускний трубопровід обладнаний системою підігрівання свіжого заряду, величину ΔТ треба брати ближче до верхньої межі.

Середній  показник політропи.

     Середній  показник політропи стиску n1 для автотракторних двигунів лежить в межах n1 = 1,32…1,4. Величина n1 залежить від теплообміну між робочім тілом і зовнішнім середовищем. При зменшенні теплообміну треба брати ближче до верхньої мережі. При збільшенні частоти обертання колінчатого валу, зменшенні відносної поверхні камери згоряння і підвищення температури охолоджувальної рідини теплообмін зменшується, і величину n1 треба приймати до верхньої межі. Приймаємо n1 = 1,4.

Ступінь підвищення тиску  при згорянні.

     Значення  λ, яке значною мірою визначає ступінь навантаження деталей двигуна, залежить від типу сумішоутворення  і форми камери згоряння і змінюється в дизелях в таких межах:

Для передкамерних  – 1,4…1,6;

Для вихрекамерних  – 1,6…1,8;

Для однокамерних з плівковим сумішоутворенням – 1,6…1,8;

Для однокамерних з об’ємним сумішоутворенням – 1,8…2,2.

Приймаємо λ = 1,8.

Коефіцієнт  ефективного тепловикористання.

     Коефіцієнт  ефективного тепловикористання  ξz – це параметр, що враховує витрати теплоти в процесі згоряння. Величина ξz змінюється на номінальному режимі і знаходиться в межах ξz = 0,70…0,85 (для дизелів). З підвищенням частоти обертання колінчатого вала двигуна беруться більші значення ξz, що свідчить про поліпшення сумішоутворення і згоряння палива. Приймаємо ξz = 0,8.

Середній  показник політропи  розширення.

     Середній  показник політропи розширення n2 для дизелів лежить в межах n2=1,18…1,28.

     Треба врахувати, що показник політропи розширення залежить від інтенсивності теплообміну  між робочим тілом і стінками циліндра. В таких випадках, коли збільшується тривалість догоряння  палива, тобто знижується коефіцієнт ефективного тепловикористання ξz, знижується відносний теплообмін і витрати газів, що призводить до зменшення значення показника політропи розширення n2.

Таблиця 1.1 – Технічні характеристики двигуна  прототипу.

Модель  двигуна 4ДТА
Діаметр циліндру та хід поршня, мм 88/82
Робочій об’єм, л 2,0
Ступінь стиску 18
Кількість клапанів на циліндр, шт. 2
Номінальна  потужність за ГОСТ 14846, не менш, кВт (к.с.) 44(60)
Частота обертання колінчастого валу при  номінальній потужності, хв.-1 3000
Максимальний  крутний момент ГОСТ 14846, не менш, Нм 161
Частота обертання колінчастого валу двигуна  при максимальному крутному моменту, хв.-1 2000…2200
Мінімальна  частота обертання колінчастого вала на режимі холостого хода, хв.-1 800
Порядок роботи циліндрів 1-3-4-2
 

Вихідні данні для розрахунку:

Ефективна потужність                                                             Ne = 40…50 кBт

Частота обертання колінчастого вала двигуна                       n = 4500 хв-1

Діаметр циліндра                                                                      D = 88 мм

Хід поршня                                                                               S = 82 мм

Довжина шатуна                                                                      Lш = 136 мм

Ступінь стиску                                                                            ε = 17,5

Коефіцієнт  надлишку повітря                                                    α = 1,51

Ефективний  прохідний переріз клапана                                fsm = 0,6 10-3 м3

Фази  газорозподілу, 0ПКВ

                         

                         

                           
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     
                     

2 РОЗРАХУНОК РОБОЧОГО ЦИКЛУ ДВЗ.

     Метою розрахунку робочого циклу ДВЗ є  визначення параметрів стану робочого тіла в його характерних точках (a, с, z, b, r) для побудови індикаторної діаграми та визначення техніко-економічних показників роботи двигуна.

2.1 Допоміжні розрахунки.

2.1.1 Зміна над поршневого  об’єму в залежності  від кута повороту кривошипа, м3

де  - робочий об’єм циліндра, м3

;

- відносне переміщення поршня

- кінетичний параметр кривошипно-шатунного механізму

     Результати  розрахунку над поршневого об’єму наведені в таблиці 2.1

Таблиця 2.1 – розрахунку над поршневого об’єму

ПКВ ,м3 ,м3
1 2 3 4
0 0 0 0,0301
10 0,02059 0,005 0,0352
20 0,0785 0,01945 0,0496
30 0,1715 0,042 0,0721
40 0,296 0,073 0,103
50 0,445 0,1108 0,1409
60 0,612 0,152 0,182
70 0,79 0,196 0,226
80 0,972 0,242 0,272
90 1.15 0,286 0,316
100 1,318 0,328 0,358
110 1,474 0,367 0,397
120 1,612 0,401 0,431
1 2 3 4
130 1,729 0,430 0,4601
140 1,828 0,455 0,485
150 1,903 0,473 0,503
160 1,956 0,487 0,517
170 1,988 0,495 0,526
180 2 0,498 0,528
 

     2.1.2 Теоретично необхідна  кількість повітря  для повного згорання 1 кг рідкого палива, кмоль

        
 

де С, Н, О – елементарний склад палива.

для дизельного палива С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004

2.1.3 Кількість компонентів  продуктів згорання 1 кг палива, кмоль

При

Двооксид вуглецю 

Водяна пара

Азот повітря

Вільний кисень повітря 

2.1.4 Сумарна кількість  продуктів згорання, кмоль

2.1.5 Коефіцієнт молекулярної  зміни

       .

2.1.6 Теплоємність продуктів згорання, кДж (кмоль К)

,

Таким чином, теплоємність продуктів згорання

2.1.7 Теплоємність свіжого  заряду (повітря)

кДж/(кмоль
К)

2.1.8 Параметри повітря у випускній системі

Тиск Рs перед впускним клапаном, МПа

      

,

де Ро- тиск навколишнього середовища (Ро= 0,1013МПа)

Рвс- втрата тиску у впускній системі, МПа

Рвс= 0,003…0,008

Температура Тs – температура навколишнього середовища К (То= 293 К)

Т – підігрів повітря на впуску ( Т = 5…25).

Показник  адіабати Кs= 1,4 повітря.

Газова  стала повітря Rs = 287,4 Дж/(кГ К)

2.1.9 Параметри газів  у випускній системі  двигуна без надування

,

де Рт – втрати тиску у випускному тракті, МПа

Рт = 0,002…0,006;

Рт = 0,1013 + 0,005 = 0,1063. 

2.1.10 Параметри залишкових  газів, МПа

де  =0,3-0,5.

Температура залишкових газів для бензинових двигунів

. 

2.2 Процес наповнення

2.2.1 У першому наближенні  умовний середній  тиск у циліндрі  двигуна при наповнені,  МПа

Відношення Рсер/Рs=0,865

2.2.2 Тиск у кінці  наповнення (точка  а) МПа

2.2.3 Підігрів свіжого  заряду внаслідок перетворення кінетичної енергії потоку в теплоту при гальмуванні і стиску робочого тіла від Рсер до Рs, К

2.2.4 Підігрів заряду  внаслідок теплообміну  зі стінками, К

= 0…10 К

= 0

(при = 0)

2.2.5 Підігрів заряду  при наповненні, К

,

2.2.6 Коефіцієнт наповнення

де m = 1,4 – показник політропи;

2.2.7 Середній прохідний переріз впускних клапанів на ділянці від ПКВ до ПКВ, м2

fsm = 0,6 10-3

2.2.8 Стала

де μs – середній коефіцієнт витрати впускних клапанів (μs=0,66…0,8)

2.2.9 Функція витрати газу на ділянці наповнення

де Мh – потенційний заряд циліндра, кмоль

2.2.10 Уточнення значення  Рсер, Па, визначаємо з формули

.

Так як прийняте значення збігається зі значенням отриманим в кінці розрахунку, з точністю до четвертого знака, то розрахунок процесу наповнення можна закінчити.

2.2.11 Коефіцієнт залишкових  газів

2.2.12 Кількість свіжого  заряду, кмоль