ДВС. Документ Microsoft Office Word. Курсовая Тепловой расчет автомобильного двигателя

• Название: Курсовая Тепловой расчет автомобильного двигателя
• Дата: 18.03.2022
• Размер: 44.17 Kb.
• Имя файла: Документ Microsoft Office Word.docx
• Тип: Курсовая; #402559

Курсовая: Тепловой расчет автомобильного двигателя

1. 
   ВВЕДЕНИЕ.
   

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.

В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей .

Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства , обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов . Успешное применение двигателей внутреннего сгорания , разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания .

Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей , знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания .

Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла , мощность и экономичность , а также давление газов , действующих в надпоршневом пространстве цилиндра , в зависимости от угла поворота коленчатого вала . По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали .

2. 
   ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ .
   

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов .

Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 .

ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя .

Номинальная мощность КВт.	Число цилиндров	Расположение цилиндров .	Тип двигателя .	Частота вращения К.В.	Степень сжатия .	Коэффициент избытка воздух
90	6	Рядное .	Карбюратор.	5400	8,.2	0,95

1. 
   ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .
   

При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя .

ТОПЛИВО :

Степень сжатия  = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 81 90 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . Например в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где О_т - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать : С+Н+О_т = 1 кг .

ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА:

Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода О_о , которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления , называется теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива :


кг.


кмоль.

Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кг. топлива при  =0,9 :  l_o = 0.9*14.957 = 13.461 кг ;  L_o = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива  _т = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси :

М₁ = 1/  _т +  L_o = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль.

При неполном сгорании топлива (   1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО₂) , водяного пара (Н₂О) , свободного водорода (Н₂) , и азота (N₂) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).:

М_со = 2*0,21*[(1- )/(1+K)]*L_o = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.

М_СО2 = С/12- М_со = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.

М_Н2 = К* М_со = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.

М_Н2О = Н/2 - М_Н2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.

М_N2 = 0,792* L_o = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль.

Суммарное количество продуктов сгорания :

М₂ = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль.

Проверка : М₂ = С/12+Н/2+0,792* L_o = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 .

Давление и температура окружающей среды : P_k=P_o=0.1 (МПа) и T_k=T_o= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда  Т = 20^о С . Температура остаточных газов : Т_r = 1030^o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : P_rN = 1.16*P_o = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) .


, где

Р_rN - давление остаточных газов на номинальном режиме , n_N - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим :

Р_r=Р_0 ( 1,035+ А_р 10^{-8 } n²)= 0,1 (1,035+0,42867 10^-8 5400²) = 0,1 (1,035+0,125)=0,116 (Мпа)

1. 
   ПРОЦЕСС ВПУСКА .
   

Температура подогрева свежего заряда  Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается  Т_N =10^о С .

Тогда :

 Т = А_т  (110-0,0125 n) = 0,23533 (110-0,0125 5400)= 10^о С .

Плотность заряда на впуске будет :
,

где Р₀ =0,1 (Мпа) ; Т₀ = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.)   ₀= ( 0,1*10⁶)/(287*293) = 1,189 (кг/м³).

Потери давления на впуске  Р_а , в соответствии со скоростным режимом двигателя

(примем ( ²+ _вп)= 3,5 , где  - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра ,  _вп - коэффициент впускной системы ) ,

 Р_а = ( ²+ _вп)* А_n²*n²*( _k /2*10^-6) , где А_n =  _вп/ n_N , где  _вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы ( _вп = 95 м/с) , отсюда А_n= 95/5400 = 0,0176 . :  _k =  ₀ = 1,189 ( кг/м³) .  Р_а = (3,5 0,176^2 5400^2 1,189 10^-6)/2 = (3,5 0,0003094 29160000 1,189 10^-6) = 0,0107 (Мпа).

Тогда давление в конце впуска составит : Р_а = Р₀ -  Р_а = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).

Коэффициент остаточных газов :


, при Т_к=293 К ;  Т = 10 С ; Р_r = 0,116 (Мпа) ; Т_r = 1000 K ;

P_a= 0.0893 (Мпа); = 8,2 , получим :  _r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.

Коэффициент наполнения :
(К).

1. 
   ПРОЦЕСС СЖАТИЯ.
   

Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия:

Р_с = Р_а   ⁿ = 0.0893 8.2^1.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Т_с = Т_{а } ^(n-1) = 340,6 8,2^0,37 = 741,918 742 (К).

Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mc_v^’ = 20,16+1,74 10^-3 Т_с = 20,16+1,74 10^-3 742 = 21,45 (Кдж/кмоль град.)

Число молей остаточных газов : М_r =    _rL₀ = 0,95 0,057 0,516=0,0279 (кмоль).

Число молей газов в конце сжатия до сгорания: М_с= М₁+М_r = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)

3. 
   ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ .
   

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при (   1) : mc_в^’’ = (18,4+2,6  )+(15,5+13,8  ) 10^-4 Т_z= 20,87+28,61 10^-4 Т_z = 20,87+0,00286 Т_z (Кдж/кмоль К).

Определим количество молей газов после сгорания : М_z = M₂+M_r = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле :  = М_z / M_c = 0,5397/0,5 = 1,08 .

Примем коэффициент использования теплоты  _z = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. : Q =  _z (H_u- Q_H) , где H_u - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг).,  Q_H =119950 (1- ) L₀ - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания :

 Q_H = 119950 (1-0,95)  0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда Q = 0,8 (42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (  1) :


, тогда получим :

1,08(20,87+0,00286*Т_z)*T_z = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742

22,4Т_z +0,003Т_z² = 86622  22,4 Т_z +0,003 Т_z² - 86622 = 0

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Р_z = P_c* *T_z /T_c = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Р_zд = 0,85*Р_z = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления :  = Р_z / Р_с = 6,524/1,595 = 4,09

4. 
   ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ .
   

С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n₂ = 1,25

Давление и температура в конце процесса расширения :


6,524/13,876=0,4701(МПа).
2810/1,7=1653 К

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :


1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит :

 = 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия   1,7 .

5. 
   ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА .
   

Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле :


=1,163 (МПа) . Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным  _и = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим : р_i = 0,96* р_i^’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) .

Индикаторный К.П.Д. :  _i = p_i l₀ / (Q_H  ₀_v) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Q_н = 42,7 МДж/кг.

Индикаторный удельный расход топлива : g_i = 3600/ (Q_H  _i ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.

6. 
   Эффективные показатели двигателя .
   

При средней скорости поршня С_m = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Р_м = А+В* С_m , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,75 1 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Р_м = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа.

Рассчитаем среднее эффективное давление : р_е = р_i - p_м= 1,116-0,209= 0,907 МПа.

Механический К.П.Д. составит :  _м = р_е / р_i = 0,907/ 1,116 = 0 ,812

Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива :

 _е= _i_м = 0,388*0,812 = 0,315 ; g_e = 3600/(Q_H  _е) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч

Основные параметры цилиндра и двигателя.

1. 
   Литраж двигателя : V_л = 30  N_е / (р_еn) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.
   
2. 
   Рабочий объем цилиндра : V_h = V_л / i = 2,205 / 6 = 0,368 л.
   
3. 
   Диаметр цилиндра : D = 2 10^{3 } V_h( S) = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*10³*0,0395 = 79,05 мм. 80 мм.
   
4. 
   Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : V_л =  D²Si / (4*10⁶) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.
   
5. 
   Площадь поршня : F_п =  D² / 4 = 20096/4 = 5024 мм² = 50,24 (см²).
   
6. 
   Эффективная мощность двигателя : N_е = р_е V_л n / 30 = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).
   
7. 
   Эффективный крутящий момент : М_е = (3*10⁴ /  )(N_e /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (н м)
   
8. 
   Часовой расход топлива : G_т = N_e  g_e  10^-3 = 92,24 268 10^-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .
   
9. 
   Удельная поршневая мощность : N_n = 4 N_e /i   D² = (4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6
   

7. 
   ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ .
   

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при N_e=92,24 кВт. И n=5400 об/мин.

Масштабы диаграммы :масштаб хода поршня 1 мм. ; масштаб давлений 0,05 МПа в мм.

Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания :

АВ = S/M_s = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / ( -1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм.

Максимальная высота диаграммы точка Z : р_z / M_p = 6,524/0,05 = 130,48 мм.

Ординаты характерных точек :

р_а / М_р = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; р_с / М_р = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; р_в / М_р = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : р_r / М_р = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р₀ / М_р = 0,1/0,05 = 2 мм.

 

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом :

1. 
   Политропа сжатия : Р_х = Р_а (V_а V_х )ⁿ¹ . Отсюда Р_х / М_р = (Р_а/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ¹ мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n₁ = 1,377 .
   

ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия :

ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .:

Р_х / М_р = Р_в (V_в /V_х)ⁿ² , отсюда Р_х / М_р = (р_в/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ² , где ОВ= 85,4 ; n₂ =1.25

Рис.1. Индикаторная диаграмма.

 

 

3. 
   ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .
   

Кинематика кривошипно-шатунного механизма .

S_n = (R+ )- ( R cos. + cos. )= R[(1+1/ )-( cos. +1/ cos. )] , где  =R /  , тогда S_n = R[(1+  /4)-( cos. +  /4 cos.2 )] , если  =180^о то S_n=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+ /4)-(-1+ /4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R  R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м.

 =R/L_ш  L_ш = R/ = 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к.  = 0,25

Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа :

V_п = dS_n/dt = R ( sin +  /2sin2 ) , j_n = d²S_n/dt = R ²(cos +  cos2 ) ,

Угловую скорость найдем по формуле :  =  n/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с .

ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения :

1- ( sin +  /2sin2 ) ; 2- (cos +  cos2 )

Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5.

ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с)

	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89
	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89

ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .

	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
jп	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872
	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
jп	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872

<

Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .


Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа .

1. 
   ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ.
   

Отрезок ОО₁ составит : ОО₁= R /2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС :

АС = m_j  ² R(1+ ) = 0,5 Р_z = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Р_х = 3,262/0,05 = 65,24 мм.

Отсюда можно выразить массу движущихся частей :

Рассчитаем отрезки BD и EF :

BD = - m_j  ² R(1- ) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .

EF = -3 m_j  ² R = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ).  BD= EF

 

Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

Силы инерции рассчитаем по формуле : Р_j = - m_j  ² R(cos +  cos2 )

ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .

	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Рj	-3,25	-2.58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58
	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Pj	-3,25	-2,58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58

Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра :

Определение движущей силы , где Р₀ = 0,1 МПа , Р_дв = Р_r +P_j - P₀ , где Р_r - сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы :

N= Р_дв*tg ; Z = Р_дв * cos( + )/cos ; T = Р_дв * sin( + )/cos

ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы .

По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .

 

Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.

 

Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа

1. 
   ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА .
   

Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , называется набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре .

Суммарный набегающий крутящий момент будет :  М_кр =  ( Т_i) F_п R , где F_п - площадь поршня : F_п = 0,005 м² , ; R= 0,0375 м . - радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе : 1-4-2-6-3-5 .

Формула перевода крутящего момента : М_кр =98100* F_п R

Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа.

Определим средний крутящий момент : М_кр.ср = ( М_max + M_min)/2

М_кр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 н м .

 

5. ВЫВОДЫ.

В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик.

Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов.

Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки .

 

6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.

1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980г.;

2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.: Машиностроение, 1967г.;

3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: “Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей” . Заполярный, 1997г..