Тепловой расчет ДВС

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.

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.

Двигатель В - 400  - восьмицилиндровый, четырехтактный двигатель с наддувом, дизельный, жидкостного охлаждения.

 

 

 

Рисунок 1- общий вид двигателя

 

ОАО «ВгМЗ» является производителем дизельных двигателей мощностью 240…340 кВт для бульдозеров, трубоукладчиков и силовых установок для привода бурового оборудования, насосных и компрессорных установок. 
 Изделия завода используются в различных отраслях хозяйствования многих стран это разведка, добыча нефти и газа, строительство дорог и сооружений, автономное снабжение различных потребителей электроэнергией. Одновременно с совершенствованием выпускаемой продукции, предприятие постоянно занимается созданием новой техники: с 1989 года завод выпускает двигатели В-400, устанавливаемые на тракторы Т-330А, а с 1990 года приступил к выпуску двигателей серии В-500, предназначенных для установки на тяжелые промышленные тракторы Т-25 класса тяги 25 тонн, железнодорожные путеремонтные машины, буровые установки и другую технику.

Дизельный двигатель В 400 производства ОАО "ВгМЗ" (Россия, г. Волгоград) - 8-ми цилиндровый с V-образным расположением цилиндров, 4-х тактный с воспламенением от сжатия, непосредственным впрыском топлива, воздушным охлаждением, с механическим регулятором частоты вращения. 

Двигатель В 400 оснащен турбонаддувом и промежуточным охладителем наддувочного воздуха в теплообменнике типа «воздух-воздух». Двигатель рассчитан на эксплуатацию при температурах наружного воздуха от -50°С до +50°С, относительной влажности воздуха до 98% при +25°С, запыленности воздуха до 0,4 г/м³ и в районах, расположенных на высоте до 4500 м над уровнем моря. Двигатель предназначен для установки на транспортные средства повышенной проходимости, автомобили, шасси, самосвалы, лесовозы; на специальную технику, на тяжелые промышленные тракторы, бульдозеры комбайны и другие с/х машины.

 
 Общая характеристика двигателя В 400:

• Тип топлива: дизельный
• Число цилиндров: 8
• Тактность двигателя: 4
• Расположение цилиндров: V
• Диаметр и ход поршня: 150*160 мм
• Рабочий объем: 22.6 л
• Степень сжатия: 14.5
• Номинальная мощность: 305 кВт
• Частота вращения коленвала: 1750об/мин
• Расход топлива: 240(г/кВт*час)
• Масса: 2130 кг
• C турбонаддувом

 

 

МЕТОДИКА ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА  ДВС

 

Тепловой расчет ДВС предусматривает  выполнение следующих разделов: - обоснование  и выбор исходных данных;

• расчет рабочего цикла двигателя;
• определение индикаторных и эффективных показателей;
• определение размеров цилиндра и других параметров двигателя;
• тепловой баланс двигателя;
• расчет и построение индикаторной диаграммы, внешней скоростной характеристики двигателя.

 

 

1 ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ИСХОДНЫХ ДАННЫХ

 

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.

При выборе исходных данных следует познакомиться с рекомендациями изложенными в литературных источниках, и рекомендациями приведенными ниже.

Размеры цилиндра диаметр D и ход поршня S являются основными конструктивными параметрами двигателя. Диаметр D (мм) цилиндра современных автотракторных двигателей зависит в основном от типа и назначения двигателя и изменяется в пределах 60…150 мм. Принимаем D = 150мм.

Ход поршня обычно характеризуется  относительной величиной S/D, непосредственно  связанной со скоростью поршня.  В зависимости от величины S/D различают  двигатели короткоходные (S/D>1) и длинноходные (S/D<1).  При выборе отношения S/D необходимо учитывать следующие обстоятельства. С уменьшением S/D снижается габаритная высота двигателя, а за счет уменьшения средней скорости поршня, механические потери мощности и скорость изнашивания деталей, улучшаются условия размещения клапанов и создаются предпосылки для увеличения их размеров, а в связи с возможностью увеличения диаметров коренных и шатунных шеек повышается жесткость коленчатого вала. С другой стороны, при этом увеличивается габаритная длина двигателя и длина коленчатого вала, повышаются нагрузка на детали от давления газов и сил инерции, уменьшается высота камеры сгорания и ухудшается ее форма, что приводит к ухудшению условий смесеобразования в дизелях. В связи с противоречивым характером зависимости качеств двигателя от отношения S/D выбор этого параметра должен основываться на его всестороннем анализе для каждого конкретного типа двигателя.

Безусловно, целесообразным следует считать уменьшение отношения  S/D при повышении быстроходности двигателей. Особенно это выгодно для V-образных двигателей, так как позволяет получать оптимальные массовые и габаритные показатели.

Для современных моделей  двигателей автотракторного типа значения S/D составляют: для тракторных дизелей  1,1 … 1.3. Принимаем S/D = 1,067.

Скорость поршня v является критерием быстроходности двигателя. В зависимости от величины  v  двигатели подразделяются на тихоходные (v < 6,5 м /с) и быстроходные (v > 6,5 м/c). Быстроходный двигатель. Принимаем   v = 9 м/с. 

Параметры окружающей среды характеризуются давлением и температурой. Для курсовой работы принимаю:

Для атмосферных условий: p_o = 0,1 МПа; T_o = 293К.         (1)

Давление окружающей среды  для дизелей с наддувом p_к = p_o = 0,1 МПа.

Температура окружающей среды  для дизелей с наддувом T_к = T_o = 293К.

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.

При выполнении расчетов рабочего цикла двигателя, помимо элементарного  состава топлива, необходимо задать удельную низшую теплоту сгорания Н_u и среднюю молярную массу m_т топлива, представленных в таблице 1.

Под низшей теплотой сгорания понимается количество теплоты, которое  выделяется при полном сгорании топлива, но без учета теплоты конденсации  водяного пара.

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,

                              l₀ = 28,96 * 0,4994 = 14,4522                                            (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.

Значения L₀ и l₀ приведены в таблице 1.

 

Таблица 1. Некоторые свойства дизельного топлив

Параметр	С	Н	О	Нu, КДж/кг	mт, кг/кмоль	l0, кг возд./ кг топл	L0, кмоль возд./ кг топл
Дизельное топливо	0,87	0,126	0,004	42440	180-200	14,452	0,5

 

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. Его значение зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя. Принимаю ₌1,7.

Уменьшение  коэффициента избытка воздуха  до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и, следовательно, повышает литровую мощность дизеля, но одновременно с этим значительно возрастает тепловая напряженность двигателя, особенно деталей поршневой группы, увеличивается дымность выпускных газов.

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

М₁ =

* L₀,

М₁ = _{1,7*0,4994 =0,8490}  кмоль св. зар/кг топл.                               

(5)

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. Пределы изменения степени сжатия: для дизелей с с наддувом от 14 до 17. Принимаем ε = 14,5

Подогрев заряда. Степень подогрева заряда характеризует изменение его температуры при движении по впускному тракту и внутри цилиндра. Для четырехтактных дизелей с наддувом изменяется от 10 до 25 К, принимается _=20К;

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

Величина p_r определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов. Для дизелей с выпуском в атмосферу давление остаточных газов:

р_r = Р_к *К_ост

                                                  р_r = 0,98* 0,9=0,1350     

                                     (9)

К_ост=0,98 –коэффициент остаточных газов. Для двигателей с наддувом  принимается К_ост = 0,98.

При выборе р_r большие значения принимаются для дизелей с высокой частотой вращения коленчатого вала.

Температура остаточных газов  принимается для дизелей T_r = 600 .. 900 К. Принимаю  T_r = 800К.

Понижение давления на впуске. 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 ε_вп и затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра.

Средняя скорость воздуха  в проходных отверстиях впускных клапанов дизелей  от 30 до 70 м/с. Согласно опытным данным, при полном открытии клапанов на номинальном режиме работы двигателя суммарный коэффициент находится в пределах от 2,5 до 4. Принимаем К_п=2,5.

Показатель политропы сжатия. Расчет параметров заряда в процессе сжатия проводится по условному среднему за процесс показателю политропы n₁. Показатель политропы сжатия n₁ определяется методом последовательных приближений. Для этого принимаем приближенное оценочное значение с наддувом от 1,32 до 1,4.Принимаем n₁=1,37.

Показатель политропы расширения. Расчет параметров процесса расширения проводится по уравнениям политропного процесса с условно постоянным усредненным показателем n₂. Средний показатель политропы n₂ рассчитывается методом последовательных приближений. Предварительные ориентировочные значения n₂ принимаем для дизелей от 1,15 до 1,28. Принимаем n₂=1,27.

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, принимаю в дизелях от 0,82 до 0,86. Принимаем ^₌0,82.

 

2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

 

Расчет рабочего цикла  дизельного двигателя предусматривает  определение параметров процессов: впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска.

В процессе впуска температура свежего заряда увеличивается за счет подогрева от нагретых деталей двигателя. Величина подогрева зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, быстроходности двигателя, наличия устройства подогрева. Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда, отрицательно влияя на наполнение двигателя. Величина подогрева свежего заряда в дизелях с наддувом лежит в интервале от 10 до 40^оС.

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)

Обычно для дизелей  γ_г = 0,02…0,05. Коэффициент остаточных газов принимается.

Температура в конце впуска:

(15)

Для современных дизелей  Т_a изменяется в пределах (310…400) К. температура в конце впуска принимается.

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)

Для дизелей: с наддувом η_v = 0,8… 0,94; η_v принимается.

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) =1,37                                             (17)

Определение К₁ производится по номограмме в зависимости от ε и Т_а.

Давление р_с и температура Т_с в конце процесса сжатия:

(18)

Для дизелей с наддувом принимается р_с = 3,5…5,5 МПа; Т_с = до 1150К. 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 таблице (mC"v)^tc_to в зависимости от t_c и α.

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия

 (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

                                            μ₀ = 0,7807/0,7491=1,0372;                         (21)

                                  (22)

Теплота сгорания рабочей  смеси:

            (23)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме:

(24)

M_i(СО₂) = 0,0725      (mс"_viСО2)^tz_to=2,864

M_i(Н₂О) = 0,0630      (mс"_viН2О)^tz_to=1,6802

M_i(О₂) = 0,0727      (mс"_viО2)^tz_to=1,7247

M_i(N₂)=0,6724      (mс"_viN2)^tz_to=14,75

 

Коэффициент использования  теплоты для современных дизелей  с турбо наддувом изменяется в пределах = 0,7…0,88. 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.  В связи с этим для дизелей с турбо наддувом  λ = 1,2…1,8.

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

x_z * H_раб.см. + [(mC' v)^tc_to + 8,315 * l] * t_c + 2270 * (l - m) = m * (mC"p)^tz_to * t_z

H_раб.см.=48407;     m = 1,03;

(mC' v)^tc_to=22,54;     (mC"p)^tz_to =32,16.

l=1,50;       t_z=1844 ⁰C

t_c =720 С⁰;      T_z=2117 ⁰K            

                                        (25)

Максимальное давление сгорания:

 

 (26)

Степень предварительного расширения:

      

                                        (27)

Для дизелей ρ =1,2…1,7; Т_z = 1800…2300 К; р_z = 5…12 МПа.

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

Рассчитаем степень последующего расширения:

δ = e / r

δ = 14,5/1,47=9,86                               (28)

Рассчитаем показатель политропы:

n₂= 1.22/1.01=1.2646           (29)

Давление и температура  в конце процесса расширения:

(30)

Среднее значение показатели политропы расширения n₂ для дизелей на номинальном режиме принимается несколько меньше показателя адиабаты расширения К₂, выбираемой по диаграмме в зависимости от δ, Т_z и заданного значения . Обычно, средняя величина n₂ , полученная при анализе индикаторных диаграмм, изменяется в пределах 1,18…1,28. Примерные значения р_в и Т_в, для современных дизелей с наддувом на номинальном режиме, лежат в пределах: р_в = 0,2…0,5МПа, Т_в = 1000…1200 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов производится по формуле

                                             (31)

Отклонение = 100(779-800)/779 = 2,7%

Ошибка в определении  Т_z не должна превышать 5%. Расчёты на данном этапе проведены верно.

 

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:

         (32)

Среднее индикаторное давление:

,                                                 (33)

где - коэффициент полноты диаграммы принимаемый =0,95.

При работе на полной нагрузке для дизелей: с турбо наддувом р_i = 0,7…1,1 МПа.

Индикаторная мощность

N_i = р_i *V_h*i*n /120

          N_i = 1,041*2,82*8*1750 /120=343кВТ                           (34)

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:

(35)

Для дизелей η_i = 0,38…0,5.

Индикаторный удельный расход топлива:

.

    (36)

Для дизелей на номинальном  режиме g_i = 170…210 г/(кВт ч).

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, 

р_м = 0,089 + 0,0118 *9=0,1952 МПа                                  (37)

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

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

              p_е = 1,041-0,1952 = 0,846МПа                                                         (38)

Для дизелей с наддувом принимается р_е = 0,65…0,85 МПа,

Механический КПД.

η_м = p_e / p_i.    

η_м = 0,846/ 1.041_.=0,813                                               (39)

Для дизелей с наддувом η_м = 0,7…0,85.

Эффективный КПД и эффективный  удельный расход топлива 

(40)

Эффективная мощность N_e⁼ η_м*N_i = 0,813*343 = 278.85 кВт

Для дизелей с наддувом η_е = 0,32…0,42. В данном разделе расчеты произведены верно.