Тепловой расчет д-180

ВВЕДЕНИЕ

 

Двигатели внутреннего сгорания автотракторного  типа (ДВС) устанавливаемые на современных базовых тягачах строительных и дорожных машин являются сложными техническими устройствами. Они обладают достаточно высокой степенью совершенства, приемлемыми мощностными и экономическими показателями, достаточно надежны в работе. Однако необходимость повышения эффективности использования базовых машин требует дальнейшего совершенствования, как самих машин, так и их силовых установок.

Особенности конструкций и  тенденции развития ДВС определяются требованиями к базовым машинам, в связи с чем, автотракторные двигатели должны удовлетворять следующим основным требованиям:

- развитие необходимой мощности  при различных скоростях движения  базового тягача; хорошая приемистость при трогании и при изменении его рабочих режимов; быстрая приспособляемость к работе на переменных режимах в зависимости от условий эксплуатации;

- максимальная экономичность на  всех режимах работы;

- низкая себестоимость, достигаемая  за счет обеспечения технологичности конструкций деталей, снижения их массы и применения полноценных заменителей металлов;

- высокая удельная мощность  и малые габариты;

- надежность работы; удобство в эксплуатации, простота и удобство технического обслуживания и ремонта;

- низкие степень токсичности  отработавших газов и уровень  шума при работе;

- перспективность конструкции,  позволяющая производить ее дальнейшую модернизацию путем форсирования мощности двигателя и улучшения его показателей в соответствии с уровнем развития техники.

Разработка и внедрение новой  конструкции ДВС является трудоемким и дорогостоящим процессом. Средний  срок от разработки новой конструкции  ДВС до ее внедрения составляет 5 лет, а экономически целесообразное время производства ДВС с учетом последующих модификаций, не затрагивающих основных корпусных деталей и не требующих коренного переоборудования производства, составляет от 10 до 15 лет. Поэтому уже на стадии проектирования в конструкцию ДВС должны быть заложены решения, отвечающие тенденциям развития двигателестроения в целом, вопросам экономии сырьевых и энергетических ресурсов, охраны окружающей среды и пр.

 Выполнение теплового расчета  ДВС предполагает овладение студентами практических навыков проведения самостоятельного инженерного расчета при определении основных конструктивных параметров, мощностных и экономических показателей исходя из условий и режимов эксплуатации.

Тепловой расчет ДВС базируется на известных методиках, достаточно хорошо изложенных в учебной литературе [1, 2, 3, 4, 5], которую студенты должны использовать при выполнении курсовой работы. Настоящие методические указания являются общими рекомендациями по выполнению теплового расчета дизельных двигателей.

Основанием для выполнения курсового  проекта является индивидуальное задание в котором определены: назначение и тип двигателя; номинальная мощность N_e в кВт, тактность и номинальная частота вращения коленчатого вала n_N в об/мин; расположение (рядное или V-образное) и число цилиндров i; система охлаждения (жидкостная или воздушная); вид топлива; наличие турбонаддува, рекомендуемый прототип двигателя. Основные технические характеристики современных дизельных двигателей автотракторного типа приведены в приложении 1.

В первой части курсового проекта  выполняется тепловой расчет двигателя, на основании которого определяются индикаторные и эффективные показатели и основные геометрические параметры двигателя – диаметр и ход поршня, а также соотношение хода поршня к диаметру. Данные показатели в дальнейшем определяют габаритные размеры двигателя, его массу, конструктивные размеры деталей и узлов.

Во второй части производится расчет теплового баланса. Тепловой баланс показывает распределение тепла выделяемого при сгорании топлива по отдельным направлениям. Полученные значения сравнивают с рекомендуемыми значениями, а также проверяют суммарный показатель, который должен быть равен 100%.

В третьей части выполняется  расчет внешней скоростной характеристики дизельного двигателя, являющейся основной характеристикой проектируемого двигателя. Сравнивая полученные значения эффективных показателей с базовыми значениями, следует сделать вывод о перспективности применения расчетного двигателя в реальных условиях эксплуатации.

Выполняемый курсовой проект состоит  из пояснительной записки, объем  которой составляет 20 … 25 страниц машинописного текста, оформленной в соответствии с требованиями [6, 7]. Пояснительная записка включает результаты теплового расчета, выполненного для номинального режима работы двигателя и построенную на листе формата А4 индикаторную диаграмму и  внешнюю скоростную характеристику.

 

 

МЕТОДИКА ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА  ДВС

1. Обоснование и выбор  исходных данных

 

Характеристика  двигателя  прототипа Д-180 (рис. 1)

 Четырехцилиндровый четырехтактный рядный дизель жидкостного охлаждения с наддувом от турбокомпрессора, со смесеобразованием и сгоранием топлива в камере. Дизельные двигатели типа Д-180 предназначены для установки на тракторы, а также экскаваторы, подъемные краны, дизельные генераторные установки и другие машины. Дизель Д-180 многотопливный. Он может работать как на дизельном топливе, так и на керосине или газовом конденсате.

Рис. 1 – Общий вид двигателя

 

Особенности двигателя Д180

• Главным плюсом двигателя является его неприхотливость, надежность и высокая ремонтопригодность.
• Оснащен мощным турбонаддувом и модернизированным по сравнению с прошлыми моделями карбюратором К-125Л. Благодаря чему стало гораздо проще запускать двигатель на небольших оборотах.
• Благодаря новой модернизированной двухступенчатой воздушной очистке, техника с этим двигателем может работать в условиях с повышенной запыленности и высокой загазованности.
• Модернизирована система смазки топливного насоса, благодаря чему двигатель успешно запускается в сложных температурных условиях. Так же возможна установка предпускового подогрева двигателя
• По уровню выхлопов токсических веществ и выхлопных газов Д-180 соответствует нормам европейского стандарта ЕВРО-2.
• Ресурс двигателя до первого капитального ремонта составляет 10 000 моточасов
• Улучшенная система смазки топливного насоса дает возможность надежно работать в широком диапазоне температур (от -40 до +40 С). При необходимости возможна установка подогревателя.

 

Таблица 1. Технические характеристики дизельного двигателя Д-180

 

Тип двигателя	четырехтактный с турбонаддувом, 4-цилиндровый рядный
Диаметр цилиндра, мм	150,0
Ход поршня, мм	205,0
Рабочий объем, л	14,48
Запас по крутящему моменту, %	25
Удельный расход топлива, г/кВт*ч (г/л.с.*ч)	218 (160)
Эксплуатационная мощность, кВт (л.с.)	132 (180)
Пуск дизеля	от электростартера или пускового двигателя
Масса с электростартерным пуском, кг	1890
Масса с пусковым двигателем, кг	2095
Габариты, мм:
- длина (с поддоном)	1730 (1870)
- ширина (с поддоном)	1190 (1200)
- высота (с поддоном) без выхлопной  трубы	1730 (1960)
Двухступенчатый воздухоочиститель:
- первая ступень	мультициклон с автоматическим удалением пыли;
- вторая ступень	бумажные фильтрующие элементы.
Система охлаждения	жидкостная
Система смазки	комбинированная с полнопоточным  фильтром со сменными бумажными элементами

 

 

 

 

 

Главной тенденцией в развитии современных  автотракторных двигателей является повышение их мощностных и экономических показателей при одновременном снижении массы и габаритов. В соответствии с этой тенденцией наблюдается рост таких параметров, как степень сжатия, среднее эффективное давление, литровая и поршневая мощность, частота вращения коленчатого вала, надежность работы двигателя при соответствующем уменьшении его удельной массы и удельного расхода топлива.

Поскольку в задании на проектирование такие данные как: назначение, тип, мощность, тактность, частота вращения коленчатого вала двигателя, применение наддува указаны, дальнейшая задача подготовки исходных данных заключается в выборе:

- предварительных размеров цилиндров;

- параметров окружающей среды;

- элементарного состава, физико-химической  и технической характеристик  топлива, параметров рабочего тела;

- степени сжатия;

- показателей подогрева заряда  в процессе впуска;

- параметров процесса впуска  и остаточных газов;

- суммарного коэффициента сопротивления  впускной системы;

- показателя политропы сжатия  и расширения;

- коэффициента использования теплоты.

Размеры цилиндра диаметр D – 150 мм и ход поршня S – 205 мм являются основными конструктивными параметрами двигателя.

Ход поршня обычно характеризуется  относительной величиной S/D, непосредственно связанной со скоростью поршня.

В данном случае:

S/D=1,367

 

Параметры окружающей среды характеризуются  давлением и температурой. Для атмосферных условий: p_o = 0,1 МПа; T_o = 293К.

Для дизеля с наддувом p_к принимаем

 

p_к=0,17 МПа.

 

Температура окружающей среды для  дизелей с наддувом:

 

T_к = T_o (р_к / р₀) ^(nк-1)/nк,                                               (1)

 

где n_к показатель политропы сжатия воздуха в нагнетателе (компрессоре).

 

T_к=293(0,17/0,1)^{(1,65-1)/1,65}=361 К.

 

Элементарный состав топлива. Жидкое моторное топливо нефтяного происхождения  характеризуется следующим элементарным составом по массе:

C + H + O = 1 кг,                                                      (2)

 

где C, H и O — массовые доли соответственно углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

Средний элементарный состав дизельного топлива:

 

C = 0,870; H = 0,126; O = 0,004.

 

Удельная низшая теплота сгорания

 

Н_u = 42440 КДж/кг.

 

Средняя молярная масса

m_т = 190 кг/кмоль.

 

Для полного сгорания массовой или  объемной единицы топлива необходимо  вполне определенное количество воздуха, которое называется теоретически необходимым и определяется по элементарному составу топлива. Для жидких топлив

                                         (3)

l₀ = μ₀*L₀,                                                   (4)

 

где L₀ - теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива, кмоль возд./ кг топл.;

0,208 – объемное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха;

l₀ - теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива, кг возд./ кг топл.;

0,23 – массовое содержание кислорода  в 1 кг воздуха,

μ₀  = 28,96 кг/ моль – масса 1 кмоль воздуха.

По известным данным:

 

l₀ = 14,452 кг возд./ кг топл.

 

L₀ = 0,5 кмоль возд./ кг топл.

 

Коэффициент избытка воздуха  представляет собой отношение действительного количества воздуха l (или L), участвующего в сгорании 1 кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха l₀ (или L₀) и определяет состав горючей смеси.

Принимаем

=1,7.

 

Количество свежего заряда (горючей  смеси) М₁ для дизельных двигателей определяется как:

М₁ = * L₀, кмоль св. зар/кг топл.                             (5)

 

М₁ = 1,7*0,5=0,85 кмоль св. зар/кг топл.

 

Количество отдельных  компонентов продуктов сгорания

                               (6)

 

  .

 

 

               (7)

 

 

 

Общее количество продуктов сгорания

 

         (8)

 

 

Степень сжатия ε определяется способом смесеобразования (внутреннее или внешнее), конструктивными особенностями двигателя, свойствами топлива, наличием наддува и т. п. В двигателях с воспламенением от сжатия выбор ε зависит в основном от способа смесеобразования и исходит из условия обеспечения надежного воспламенения топливно-воздушной смеси на всех режимах работы, включая пуск холодного двигателя.

Степень сжатия принимаем

ε=17.

 

Степень подогрева заряда характеризует изменение его температуры при движении по впускному тракту и внутри цилиндра.

Принимаем

=10 К.

 

После завершения каждого цикла  в цилиндре двигателя остаются продукты сгорания (отработавшие газы), давление которых p_r , а температура T_r.

T_r = 800 К.

р_r=0,95·р_к, МПа.

р_r=0,95·р_к=0,95·0,17=0,162 МПа.

 

Понижение давления при движении заряда во впускной системе пропорционально квадрату скорости газа в сечении с наименьшей площадью (как правило, это проходное отверстие в клапанах или продувочных окнах) и зависит от коэффициентов сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра.

Среднюю скорость воздуха в проходных  отверстиях впускных клапанов дизелей  принимаем 

=70 м/с.

Суммарный коэффициент

=2,7.

 

Расчет параметров заряда в процессе сжатия проводится по условному среднему за процесс показателю политропы  n₁. Показатель политропы сжатия n₁ определяется методом последовательных приближений.

Принимаем

n₁

1,362.

 

Расчет параметров процесса расширения проводится по уравнениям политропного процесса с условно постоянным усредненным показателем n₂.

Принимаем

n₂

1,260.

 

Коэффициент использования теплоты  учитывает потери теплоты от теплопередачи в стенки цилиндров в период сгорания топлива, потери от диссоциации продуктов сгорания, заметной при температурах сгорания выше 2000 К, и потери на перетекание газов (в разделенных камерах сгорания).

Принимаем

=0,86. 
2. Расчет рабочего цикла двигателя

 

Плотность заряда на впуске:

                                           (11)

где R_в – удельная газовая постоянная воздуха, R_в =287 Дж/кг град.

 

Потери давления на впуске:

.                                  (12)

 

 

Давление в конце впуска:

.                                             (13)

 

 

Коэффициент остаточных газов:

                                    (14)

 

 

Температура в конце впуска:

                                       (15)

 

 

Коэффициент наполнения η_v, являющийся наиболее важной величиной, характеризующей процесс впуска, представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло бы поместится в рабочем объеме цилиндра при условии, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд

                                 (16)

 

 

При расчете процесса сжатия определяются средний показатель политропы сжатия n₁, параметры конца сжатия (р_с и Т_с) и теплоемкость рабочего тела в конце сжатия (mC΄_v)_t0^tc.

При работе дизеля на номинальном  режиме показатель политропы сжатия n₁ устанавливается в зависимости от показателя адиабаты К₁, в следующих пределах

n₁ = (К₁ + 0,02)…( К₁ - 0,02)                                    (17)

В параграфе 1 значение n₁ приняли равным 1,362.

Определение К₁ производится по номограмме [1, рис 25] в зависимости от ε и Т_а.

При ε=17 и Т_а=384 К:

К₁=1,3615

Давление р_с и температура Т_с в конце процесса сжатия:

                                              (18)

 

 

Средняя мольная теплоемкость воздуха  в конце сжатия:

               (19)

где t_с = Т_с – 273⁰ С.

 

.

 

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов дизельного топлива в конце  сжатия определяется методом интерполяции по [1, таблица 8] в зависимости от t_c и α.

При t_c=798⁰С и α=1,7:

 

=24,386 .

 

Средняя мольная теплоемкость рабочей  смеси 

                     (20)

 

Процесс сгорания является основным процессом рабочего цикла двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы. Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Т_z и давления р_z в конце видимого процесса сгорания, для чего необходимо определить следующие показатели.

Коэффициент молекулярного  изменения свежей μ₀ и рабочей μ смеси:

μ₀ = М₂/М₁;                                                 (21)

 

μ₀ = 0,8815/0,85=1,037.

 

                                          (22)

 

 

Теплота сгорания рабочей смеси:

                     (23)

 

 

Средняя мольная теплоемкость продуктов  сгорания:

 

  (24)

 

Коэффициент использования теплоты  при наддуве

 

=0,86.

 

Степень повышения давления λ в  дизеле, в основном, зависит от количества топлива, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше  11 – 12МПа. 

Принимаем

λ =1,5.

 

Температура в конце видимого процесса сгорания t_z⁰ С находится путем решения уравнения:

        (25)

 

 

 

Максимальное давление сгорания:

                                                 (26)

 

 

Степень предварительного расширения:

                                                (27)

 

 

В результате осуществления процесса расширения  происходит преобразование тепловой энергии в механическую работу.

Давление и температура в  конце процесса расширения:

                                                 (28)

 

 

где δ - -степень последующего расширения:

δ = ε /ρ.                                                  (29)

 

δ = 17/1,41=12,06

 

Среднее значение показатели политропы  расширения n₂ для дизелей на номинальном режиме принимается несколько меньше показателя адиабаты расширения К₂, выбираемой по диаграмме [1, рис. 30] в зависимости от δ, Т_z и заданного значения .

Принимаем

δ=12,06, T_z=2192 K,

=1,7, К₂=1,2792, n₂=1,267.

Проверка ранее принятой температуры  остаточных газов производится по формуле

                                             (30)

 

Ошибка в определении Т_z не должна превышать 5%.

 

 

 что допустимо.

 

 

3. Определение индикаторных и эффективных показателей рабочего цикла

 

Рабочий цикл двигателя характеризуется  средними индикаторными: давлением р_i; мощностью N_i; КПД η_i; удельным расходом топлива g_i.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

         (31)

 

 

Среднее индикаторное давление:

,                                                 (32)

где - коэффициент полноты диаграммы принимаемый = 0,92…0,95.

 

 

Индикаторная мощность

                                         (33)

где V_h - рабочий объем одного цилиндра, л

 

 

Индикаторный КПД характеризует  степень использования в действительном цикле теплоты топлива для получения полезной работы и учитывает все тепловые потери действительного цикла:

                                           (34)

 

 

Индикаторный удельный расход топлива:

.                                                 (35)

 

Эффективные показатели, характеризующие работу двигателя, отличаются от индикаторных наличием затрат полезной работы на преодоление различных механических сопротивлений и на совершение процессов впуска и выпуска.

Среднее давление механических потерь для дизелей:

для дизелей с неразделенными камерами сгорания

р_м = 0,089 + 0,0118 υ_п.ср,                                    (36)

где υ_п.ср - средняя скорость поршня, м/с;

Принимаем предварительно среднюю  скорость поршня

 

υ_п.ср =8,4 м/с,

тогда:

р_м = 0,089 + 0,0118

8,4=0,188 МПа

 

Среднее эффективное давление р_е представляет собой отношение эффективной работы на валу коленчатого вала двигателя к единице рабочего объема цилиндра. В расчетах двигателей р_е определяется как

p_е = p_i – p_м.                                                           (39)

 

p_е = 1,165–0,188=0,977 МПа

 

Механический КПД.

η_м = p_e / p_i.                                                          (40)

 

η_м = 0,977/ 1,165=0,838

 

Эффективный КПД, эффективный удельный расход топлива и эффективная  мощность

 

                                             (41)

 

 

4. Основные параметры цилиндра и двигателя

 

При заданной эффективной мощности двигателя и выбранной величине S/D основные конструктивные параметры (диаметр цилиндра и ход поршня) определяются следующим образом.

Литраж двигателя, л

                                      (42)

 

 

Рабочий объем цилиндра, л

V_h = V_л / i                                                    (43)

 

V_h = 14,48 / 4=3,62 л

 

Диаметр цилиндра, мм:

                                        (44)

 

 мм

Ход поршня, мм

S = D * S/D.                                                (45)

 

S = 149,99 · 1,367=204,99    мм

                                            

Полученные значения S и D округляем до целых чисел, нуля или пяти. По окончательно принятым значениям D = 120 мм и S=120 мм определяем основные параметры и показатели двигателя:

Литраж двигателя, л

                                       (46)

 

 

Средняя скорость поршня, м/с

υ_п.ср = Sn / (3 · 10⁴).                                         (47)

 

υ_п.ср = 205 · 1250 / (3 · 10⁴) = 8,54 м/с

 

Эффективная мощность

N_e = p_eV_л n/120                                            (48)

 

N_e = 0,977 · 14,48 · 1250/120 = 147,31 кВт

 

Эффективный крутящий момент, Нм

 

М_е = 3·10⁴·N_e/(π·n)                                         (49)

 

М_е = 3·10⁴·147,31/(3,14·1250) = 1125,92  Нм                                     

 

Часовой расход топлива, кг/ч

G_т = N_e g_e.                                                                         (50)