Тепловой расчет проектируемого двигателя

Кафедра (предметная комиссия) «Транспортные машины»____________

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Студет Пронин В.В. код _________ группа10МД1

(фамилия, инициалы)

1. Тема ______«Конструирование ДВС»_______________________

________________________________

2. Срок представления работы к защите “___” _________ 201__г.

3. Исходные данные для проектирования (научного исследования) _______

Дизельный двигатель для магистрального тягача. Номинальная мощность двигателя 160 кВт. Номинальная частота вращения коленчатого вала 2500 мин^-1.Рекомендуемый прототип 8ЧН 12/12. Провести тепловой расчет ДВС, для деталей поршневой и шатунной группы.______________________

4. Содержание пояснительной записки курсового проекта (работы):

4.1. Выбор основных параметров двигателя__________________________

4.2. Определение параметров рабочего цикла двигателя________________

4.3. Тепловой расчет двигателя_____

4.4. Определение теоретических характеристик двигателя_______________

4.5. Построение индикаторной диаграммы___________________________

4.6. Тепловой баланс двигателя____

4.7. Скоростные характеристики двигателя___________________________

5. Перечень графического материала: _1-й графический лист индикаторная диаграмма ДВС.

Руководитель работы _____________ ____________________

(подпись, дата) (инициалы, фамилия)

Задание принял к исполнению ____________ “___” _________ 201__ г.

Реферат

Курсовой проект состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части. Содержит тепловой, кинематический, динамический и прочностной расчет автотракторного двигателя:

Расчет рабочего цикла двигателя;

Определение основных размеров двигателя;

Эффективные и экономические показатели двигателя;

Тепловой баланс двигателя;

Построение индикаторной диаграммы;

Скоростные характеристики двигателя;

Кинематический расчет КШМ;

Динамический расчет двигателя;

Прочностные расчеты основных деталей.

Введение

Современные поршневые двигатели внутреннего сгорания достигли высокой степени совершенства, продолжая тенденцию непрерывного роста удельных (литровой и поршневой) мощностей, снижения удельной материалоемкости, токсичности отработанных газов, снижения удельных расходов топлива и масел, повышения надежности и долговечности.

Анализ тенденций развития конструкций тракторов и автомобилей показывает большую перспективность применения поршневых двигателей в ближайшие 10 ...15 лет.

Важным элементом подготовки инженеров данного направления является курсовая работа по разделу «Теория рабочих процессов в ДВС».

Цель курсовой работы состоит в овладении методикой и навыками самостоятельного решения по проектированию и расчету автотракторных двигателей внутреннего сгорания на основе приобретенных знаний при изучении дисциплины «Теория рабочих процессов и моделирование ДВС».

Проектирование двигателя включает: тепловой, кинематический, динамический и прочностной расчеты двигателя.

Тепловой расчет проектируемого двигателя

Тепловой расчёт позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя. Он даёт исходные данные для кинематического, динамического расчётов, а также расчётов теплонапряженного состояния основных деталей двигателя.

1.1 Выбор недостающих исходных данных.

Исходя из требования обеспечить приемлемые динамические качества грузового автомобиля, примем, что на 1 тонну его массы должна приходиться мощность 6…16 кВт. Тогда требуемая мощность двигателя

Рабочий объём двигателя: iV_h' = 10,85 л.

Таким образом, требуемая литровая мощность двигателя

Полученный показатель литровой мощности может быть обеспечен только при использовании наддува. Оценим потребные давления за компрессором Р_к для номинального режима и режима максимального крутящего момента, приняв в соответствии с современными требованиями

Зададимся номинальной частотой вращения

Основные расчетные частоты вращения для дизелей:

1) режим минимальной частоты

2) режим наибольшего крутящего момента

;

3) промежуточный режим

4) Максимальная частота вращения коленчатого вала на режиме холостого

хода, ограниченная регулятором

.

Примем степень сжатия двигателя ε = 17, что с одной стороны позволит избежать чрезмерных значений Р_z, а с другой стороны обеспечит надёжный запуск двигателя. Будем считать, что в двигателе реализуется объёмное смесеобразование в неразделённых камерах сгорания.

У дизелей для обеспечения выгодного протекания ВСХ применяют прямой корректор подачи топлива, с которым коэффициент избытка воздуха α возрастает по мере увеличения частоты вращения. Наименьшим значениям α соответствует частота n_м, при которой развивается наибольший крутящий момент. Для снижения дымности при частотах вращения n < n_м, используется обратный корректор, обедняющий смесь.

У дизелей с наддувом значения α следует задавать на 10…20% выше, чем у безнаддувных – во избежание чрезмерных тепловых нагрузок на детали ЦПГ.

Характер зависимости Т_r(n) формируется, в основном, под влиянием изменения цикловых подач топлива прямым и обратным корректорами.

Основные свойства дизельного топлива – средний элементарный состав, молекулярная масса m_т, низшая теплотворная способность Н_u , теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива l₀ (или L₀), приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Основные свойства дизельного топлива

Величина	Ед.изм.	Бензин	Диз.топливо	Метанол	Этанол	Диметилэфир
С*	кг/кг топл	0,855	0,87	0,375	0,52	0,522
Н*	кг/кг топл	0,145	0,126	0,125	0,13	0,13
О*	кг/кг топл	-	0,004	0,5	0,35	0,348
mr	кг/кмоль
Hu	кДж/кг
l0	кг возд/кг топл	14,957	14,452	4,11	5,79	9,061
L0	кмоль/кг топл	0,516	0,45	0,22	0,31	0,31

Теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1кг топлива

,

Теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива

,

.

Коэффициент избытка воздуха

,

.

Низшая теплота сгорания топлива

,

.

Для более полной характеристики тепловой оценки топлива необходимо знать не только теплоту сгорания самого топлива, но и теплоту сгорания топливовоздушной смеси.

Теплота сгорания рабочей смеси: ,

Потребные значения давления Р_к за компрессором для обеспечения заданной мощности N_e дизеля и характера кривой крутящего момента ориентировочно определяют в следующем порядке:

Для номинального режима работы двигателя

Исходя из эмпирических данных при среднем наддуве давление за компрессором ,

где .

Температура за компрессором ,

где - показатель политропы сжатия в компрессоре.

.

Глубина охлаждения заряда в ОНВ ,

Для расчёта процессов газообмена необходимо задаться некоторыми параметрами впускной и выпускной систем. Для лучшего наполнения и очистки на каждый цилиндр устанавливается по два впускных и выпускных клапана.

Диаметр и высота подъема впускных клапанов, соответственно

.

Общая площадь сечения клапанных щелей

.

Коэффициент гидравлического сопротивления впускного клапана

;

,

где .

Коэффициент расхода впускного клапана

.

Диаметр каждого выпускного клапана

Общая площадь сечения выпускных клапанов

.

Коэффициент гидравлического сопротивления выпускного клапана

;

,

где

Коэффициент расхода выпускного клапана

1.2 Определение параметров рабочего тела.

Количество горючей смеси

.

,

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания обогащенной смеси (α > 1):

- углекислый газ ,

;

- водяной пар ,

;

- кислород ,

;

- азот ,

.

Общее количество продуктов сгорания

,

1.3 Расчёт основных процессов цикла.

Процессы газообмена.

Основная задача расчёта газообмена состоит в определении количественных и качественных показателей наполнения цилиндров свежим зарядом и очистки их от отработавших газов. Степень очистки и наполнения цилиндра определяется потерями давления свежего заряда в различных элементах впускной трассы.

Потеря давления в воздухоочистителе (МПа)

,

где для дизелей при работе на номинальной мощности.

Давление за воздухоочистителем (МПа) ,

Плотность заряда за воздухоочистителем (кг/м³)

,

Степень повышения давления в компрессоре ,

- принятое значение давления за компрессором (МПа).

Температура за компрессором ,

где n_к – показатель политропы сжатия в компрессоре. Ориентировочно, для центробежных компрессоров n_K = 1,2…1,6.

Снижение давления в ОНВ ,

где (для дизелей).

Давление за охладителем наддувочного воздуха ,

.

Температура заряда за ОНВ ,

.

Потеря давления во впускном трубопроводе (МПа)

,

где (для дизелей).

Давление во впускном трубопроводе, перед клапаном (МПа)

.

Средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускного клапана (м/с)

Плотность заряда во впускном трубопроводе перед клапаном (кг/м³)

,

.

Потеря давления во впускном клапане (МПа)

,

.

Давление в цилиндре в конце впуска (МПа) ,

Давление остаточных газов (МПа) ,

,

где - давление в выпускной системе ,

Зададимся подогревом заряда при впуске ΔТ от стенок впускного трубопровода (коллектора), стенок цилиндра и днища поршня. При значения ΔТ составляют: 20…30 К - у дизелей с наддувом. При подогрев ΔТ: 10…15 К - у дизелей с наддувом. Изменение подогрева по частоте вращения принимается линейным.

Зададимся значением коэффициента до зарядки

Коэффициент остаточных газов

где температура остаточных газов для дизелей.

Температура заряда в цилиндре в момент окончания впуска (К)

,

,

где - коэффициент, учитывающий различие теплоемкости свежего заряда и остаточных газов.

Коэффициент наполнения, характеризующий качество процессов теплообмена

1.4 Процессы сжатия и сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

,

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

,

Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кмоль

,

Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания при температуре

t_с°=564 C, определяется по таблице с помощью интерполяции, кДж/(кмоль К)

где 23,157 и 23,320 значения теплоемкости продуктов сгорания при 500 соответственно при

где 23,541 и 23,716 значения теплоемкости продуктов сгорания при 600

соответственно при

Тогда средняя мольная теплоемкость при 564 будет равна

Мольная теплоёмкость смеси свежего заряда и остаточных газов, кДж/(кмоль К) ,

,

где ,

.

,

.

Показатель политропы сжатия: ,

.

Расчетное давление окончания сжатия в точке с₂ (ВМТ), МПа:

,

Температура окончания сжатия (К): ,

или

.

Коэффициент использования тепла при сгорании определяем, основываясь на статистических данных для двигателей различных типов. Эта величина учитывает потери тепла при сгорании, вызванные теплообменом со стенками цилиндра и днищем поршня, диссоциацией продуктов сгорания, утечками рабочего тела и др. У дизелей более высокие значения выбираются при газотурбинном наддуве, способствующем созданию условий для смесеобразования и сгорания. для дизелей.

Величина степени повышения давления для дизелей устанавливают по опытным данным, для дизелей , мы принимаем равной 1,65.

Температура Т_Z в конце сгорания определяется из уравнения первого начала термодинамики, записанного в виде

,

Получаем квадратное уравнение относительно t_z, °C

,

Обозначив

.

Решение этого уравнения

,

.

Переведем в К

Определяем давление в конце сгорания ,

Степень предварительного расширения ,

.

Процессы расширения и выпуска.

Степень последующего расширения ,

Учитывая, что по опытным данным величина среднего показателя политропы расширения незначительно отличается от показателя адиабаты и, как правило, в меньшую сторону, при предварительных расчетах величину можно определить по величине

Давление в конце расширения (МПа) ,

Температура (К) в конце расширения ,

Температура остаточных газов (К)

Проверка совпадения с выбранными в начале расчёта значениями температуры остаточных газов Т_r ,

.

Допустимая погрешность [Δ] не должна превышать 30%.

1.5 Показатели цикла и двигателя в целом.

Индикаторные показатели.

Теоретическое среднее индикаторное давление цикла (МПа)

Действительное среднее индикаторное давление (МПа), с учетом скругления диаграммы рабочего цикла ,

Индикаторный КПД

,

.

Удельный индикаторный расход топлива (г/кВт ч)

,

.

Индикаторная мощность (кВт)

,

где iVh’ – полный рабочий объем двигателя (л), имеющего i цилиндров.

Индикаторный крутящий момент (Н м) ,

1.6 Механические потери.

Механические потери в ДВС оцениваются средним давлением механических потерь Р_m, которое в зависимости от средней скорости поршня рассчитывается по формуле ,

.

,

Таблица 1.2 – Значение коэффициентов и для дизелей

Тип дизеля	ам	bм
с неразделенными камерами сгорания	0,089	0,0118
вихрекамерные	0,089	0,0135
предкамерные	0,103	0,0153

Механический коэффициент полезного действия

,

.

1.7 Эффективные показатели.

Среднее эффективное давление цикла (МПа)

,

Эффективный коэффициент полезного действия

,

.

Удельный эффективный расход топлива (г/кВт час)

,

Эффективная мощность (кВт)

,

Эффективный крутящий момент (Н м):

,

.

Часовой расход топлива (кг/час):

,

.

1.8 Построение и анализ ВСХ

По результатам теплового расчета двигателя строится внешняя скоростная характеристика (ВСХ). Характер протекания ВСХ оценивается:

1. Коэффициентом приспособляемости

.

где М_е,max – максимальный крутящий момент, М_е – крутящий момент при номинальной мощности.

2. Скоростным коэффициентом

где n_M и n_N – частоты вращения коленчатого вала, соответствующие максимальному крутящему моменту и номинальной мощности.

3. Литровой мощностью двигателя:

Чем выше К_m и ниже К_с, тем лучше двигатель приспосабливается к изменению внешней нагрузки, а автомобиль обладает высокими динамическими характеристиками.

1.10

Тепловой баланс.

Тепловой баланс позволяет определить тепло, превращенное в полезную эффективную работу, т.е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь.

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом

,

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 секунду

,

.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде

,

где С – коэффициент пропорциональности С=0,45 … 0,53, а

m – показатель степени m = 0,6 … 0,7.

Теплота, унесенная с отработавшими газами

,

,

где .

Неучтенные потери теплоты

.

1.11 Построение индикаторной диаграммы

После окончания расчета рабочего цикла двигателя приступаем к построению индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма строится совмещенной: теоретическая и действительная в координатных осях , в которой по оси ординат откладывается давление газов в цилиндре в МПа, а по оси абсцисс – полный объем цилиндра.

Размеры индикаторной диаграммы по оси абсцисс (объемы) принимаем 130 мм, высота по оси ординат (давление) – 180 мм.

На оси абсцисс откладываем произвольный отрезок, изображающий объем камеры сгорания . Затем на этой оси откладываем в принятом масштабе объемы:

Выбираем масштаб давлений:

В принятом масштабе давлений по оси ординат отмечают точки a, c, z, z`, b, r, соответствующие давлениям: , , , , , давление , первое из них соответствует точке на оси абсцисс, второе – точке .

Через точки , и проводим прямые, параллельные оси абсцисс. Точки a и c соединяются политропой сжатия, а точки z и b –

политропой расширения. Промежуточные точки этих кривых определяются из условия, что каждому значению на оси абсцисс соответствуют следующие значения давлений:

- для политропы сжатия;

- для политропы расширения,

где и – искомые давления в промежуточных точках на политропах сжатия и расширения;

, – отношение объемов, выраженных в единицах длины (по чертежу);

и – показатели политроп сжатия и расширения.

Таблица 1.3- результаты расчетов ординат точек политроп

№ точек	OX, мм	OB/OX	Политропа сжатия	Политропа расширения
	, МПа	, мм		, МПа	, мм
	6,5	18,0	52,447	6,43	96,5	38,16	12,44	193,0
	17,5	6,7	13,451	2,24	24,7	10,92	3,76	55,2
	28,5	4,1	6,890	1,63	12,7	5,90	2,49	29,8
	39,5	3,0	4,404	0,41	8,1	3,91	1,99	19,8
	50,5	2,3	3,145	0,29	5,8	2,87	0,73	14,5
	61,5	1,9	2,400	0,22	4,4	2,24	0,57	11,3
	72,5	1,6	1,916	0,18	3,5	1,82	0,46	9,2
	83,5	1,4	1,578	0,15	2,9	1,52	0,38	7,7
	94,5	1,2	1,332	0,12	2,5	1,30	0,33	6,6
	116,5	1,0	1,000	0,09	1,8	1,00	0,25	5,1

Рисунок 1 – индикаторная диаграмма