Расчетно- графическая работа Трактора и Автомобили. Трактора и автомобили. Выбор типа и основных параметров двигателя внутреннего сгорания
Скачать 200.43 Kb.
|
ОГЛАВЛЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ Двигатели внутреннего сгорания относятся к наиболее распространенным тепловым машинам. Эти двигатели, работающие на жидком топливе нефтяного происхождения, явились надежной основой развития автотракторостроения. В области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами являются: снижение топливной экономичности и удельной массы двигателей, стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателей в атмосферу, а также задачи по снижению шума и вибрации в процессе их эксплуатации. Значительно больше внимания уделяется использованию электронно-вычислительных машин при расчетах и испытаниях двигателей. В настоящее время вычислительная техника широко используется на моторостроительных заводах, в научно-исследовательских центрах, конструкторских и ремонтных организациях, а также в высших учебных заведениях. Выполнение сегодняшних задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных двигателей, глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания. Экономичность и надежность двигателей в значительной степени зависят от систем питания, охлаждения, смазки, автоматизации, регулирования и других систем. Поэтому рассмотрения особенностей работы, конструирования и расчета этих систем имеет важное значение. 1. ВЫБОР ТИПА И ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ. 1.1. Выбор типа двигателя В соответствии с данными варианта для расчета задан двигатель внутреннего сгорания эффективной мощностью 36 кВт. Назначение двигателя – автомобиль. Для автомобиля я выбрал бензиновый двигатель. Потому что бензиновый двигатель для автомобиля наиболее подходящий. Характеризуется лучшим зажиганием даже в холодном климате. Меньшая металлоемкость. Большие обороты чем у дизельного двигателя. Наиболее подходящем прототипом автомобиля я выбрал двигатель F8CV с рядным расположением цилиндра [7]. 1.2. Обоснование принимаемого способа смесеобразования Я принимаю неразделенную камеру сгорания (рисунок 1) с внешним смесеобразованием. (стр.73 /6/). При использовании этих камер обеспечивается внешнее смесеобразование. В их смесеобразовании более значительной оказывается роль организованного движения воздуха и топлива. Смесеобразование происходит внешнее, вне камеры сгорание в карбюраторе. Сгорание топлива происходит воспламенением топливной смеси искровым зарядом. Воздушно – топливная смесь попадая в камеру сгорания воспламеняется от искрового заряда, который подается в определенный момент.
2 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ Цикловая подача топлива, г/цикл: , [мм3/цикл] (1) где n и i – частота вращения коленчатого вала (мин-1) и число цилиндров двигателя; ge – эффективный удельный расход топлива, г/(кВт*ч) τ – коэффициент тактности двигателя (τ=0,5- четырехтактный двигатель) Ne – эффективная мощность двигателя, кВт. –плотность топлива (для бензина 0,00075 г/мм3), г/ мм3 [8]. [мм3/цикл] Плотность заряда на впуске, кг/м3: , [кг/м3] (2) где РО – давление окружающей среды, Для нормальных условий Р0=0.1 МПа Rв – газовая постоянная воздуха, Дж/(кг*К), Rв=287 Дж/(кг*К) ТО – температура окружающей среды, К, Т0=293 К. [кг/м3] Необходимый объем воздуха, л: , [м3] (3) где LТ=14,5 кг – количество воздуха необходимое для сгорания 1кг топлива. – коэффициент избытка воздуха (принял 0,85 с учетом несовершенства двигателя и догорания смеси), а также двигатель является бензиновым. [м3] 2.1 Процесс впуска Определяем температуру в конце процесса впуска: , [К] (4) где То – температура окружающей среды, К; Т –подогрев свежего заряда, К; r –коэффициент остаточных газов; Тr –температура остаточных газов, К, Принимаем: То =293 К [стр.64/2/]; Т = (+10К…+40К)-для двигателей с ДсИЗ. Принимаем Т =10К [стр.67 /2/]; Тr =1000…1100 К для ДсИЗ [стр.8 /3/], Тr =1000 К Определяем давление в конце впуска: Ра =(0,85…0,9)· РО , [кПа] (5) По условию РО =100кПа, Ра =0,85·100=85 кПа Давление в конце выхлопа для двигателей без наддува: Рr =кr· Рк, [кПа] (6) где кr=(1,05…1,25) для двигателей без наддува ,[стр. 11 /3/] Рr =1·1,25·100=125 кПа Определяем коэффициент остаточных газов. r = ; (7) К Ориентировочное значение диаметра цилиндра, м: , [м] (8) где ηv – коэффициент наполнения цилиндра свежим зарядом (9) к=1,01 – коэффициент короткоходности [стр.172/1/] [м] Ориентировочное значение хода поршня, м: , [м] [м]. 2.2 Процесс сжатия Величину n1определяем по эмпирической формуле профессора В.А. Петрова, как функцию угловой скорости вращения коленвала ω, для ДсИЗ: (10) Определяем давление в конце сжатия: Рс =Ра·εn1, [кПа] (11) где n1- средний показатель политропы сжатия. Рс =85·61,39=1025,76 [кПа]. Определяем температуру в конце сжатия: Тс = Та · εn1-1 [К] (12) Тс = 365,42·6 1,39-1 =734,97 [К]. 2.3. Процесс сгорания Определяем теоретически необходимое количество воздуха (в молях) на сгорание 1 кг топлива: , [кмоль/кг] (11) где С – содержание углерода в топливе; Н – содержание водорода в топливе; О – содержание кислорода в топливе; Принимаем состав топлива: С = 0,86; Н = 0,12; О = 0,06; [табл.3.4,стр.48/1/] кмоль/кг, где 0,21-объемное содержание кислорода в 1 кмоле воздуха; Определяем действительное количество воздуха: L = α·L0 , [кмоль/кг] (12) где α - коэффициент избытка воздуха. Для карбюраторных двигателей с неразделенными камерами сгорания, с внешним смесеобразованием α = 0,75.…0,95 [стр.49 /1/] Принимаем α = 0,85 т.к. уменьшение α до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра, а следовательно повышает литровую мощность двигателя. Чем выше α, тем выше полнота сгорания топлива. L = 0,85·0,47 = 0,404 кмоль/кг. Определяем число молей продуктов сгорания 1 кг топлива при α< 1: , (13) . Определим химический коэффициент молярного изменения: (14) Находим действительный коэффициент молярного изменения: (15) Определяем теплоёмкость газов для чистого воздуха: μ ·Сс = а + в·Тс, [кДж/(кмоль·град)] (16) где а = 20,16; в = 1,738·10-3 – постоянные коэффициенты, [стр.10 /4/] μ·Сс = 20,16 + 1,738·10-3 ·734,97 =21,43 кДж/(кмоль·град). Для продуктов сгорания при α <1: , (17) . Теплоёмкость при постоянном давлении: μ·Сzр = μ·Сz + μ·R, (18) где μ·R =8,314- универсальная газовая постоянная [стр.10 /4/] μ·Сzр = , Температура в конце сгорания Тz определяется для дизеля из выражения: , (19) где ξ- коэффициент использования тепла; QH –низшая удельная теплота сгорания, кДж/кг; ΔQ- потеря тепла из – за неполноты сгорания; Для карбюраторов ξ = 0,85…0,95 [стр.10/4/], принимаем ξ = 0,85 с учетом обогащения смеси (α =0,85) и несовершенством процесса смесеобразования; Для бензина QH = 44000 кДж/кг [стр.10/4/]. . Решая квадратное уравнение, определяем Тz: К. Определяем давление в конце сгорания: , [кПа] (20) кПа. 2.4 Процесс расширения Определяем степень предварительного расширения: . (23) Степень последующего расширения: . (24) Давление в конце расширения: (25) где n2 – показатель политропы расширения 1,35: [кПа]. Температура в конце расширения: [К]. 2.5Процесс выхлопа Давление в конце выхлопа для двигателей без наддува: Рr =кr· Ро, [кПа] (26) где кr=(1,05…1,25) для двигателей без наддува ,[стр. 11 /3/] Рr =1·1,25·100=125кПа. 3. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ 3.1 Построение индикаторной диаграммы Для построения индикаторной диаграммы используем удобные масштабы: - для давления: 30 кПа/мм, - для объёма: 20 мм = Vc. [стр.12 /4/]. Сначала отметим характерные точки процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения и выхлопа. Определяем промежуточные точки политроп сжатия и расширения по уравнениям: - для сжатия: , (27)
-для расширения: , (28)
3.2. Определение индикаторных показателей Графически теоретическое среднее индикаторное давление Рi.граф` определяем по формуле: , [кПа] (29) где А – площадь индикаторной диаграммы, мм2; l =Vh – длина диаграммы по оси, мм; μ = 30 кПа/мм - масштаб давления. Для аналитического определения теоретического среднего индикаторного давления используем для ДсИЗ формулу: (30) Действительное среднее индикаторное давление определяем с учетом округления диаграммы и затрат на насосные хода поршня: Рi.граф.дейст. = φ·Рi.ан – ∆Р, [кПа] (31) где ∆Р = Рr – Ра = 40 кПа, φ = 0,92…0,95- коэффициент округления, [стр.15 /4/] примем φ = 0,95, Рi.граф.дейст. = 0,95·811,87 –40 =731,27 кПа. Среднее индикаторное давление Рi – это такое условное постоянное давление в цилиндре двигателя, которое, действуя в течение одного хода поршня, совершает такую же работу, что и переменное давление внутри цилиндра. Процент несовпадения величин среднего индикаторного давления, вычисленных аналитически и графически, определяется по выражению: , (32) . Действительная погрешность ∆Рi = 3% не превысила допустимую ∆Рi = 0…5%. Индикаторный коэффициент полезного действия определяем по формуле: , (33) Находим индикаторный удельный расход топлива: [кг/(кВт·ч)] (34) кг/(кВт·ч). 3.3. Определение эффективных показателей работы двигателя Эффективное давление Ре – это значение условного постоянного давления в цилиндре двигателя, при котором совершается работа равная эффективной работе цикла. Это мера удельной работы (в кПа), характеризующая полезную работу, получаемую с единицы рабочего объёма цилиндра. Среднее эффективное давление: Ре = Рi – Рм,[кПа] (35) где Рм – механические потери мощности: Рм = [0,35+(0,11…0,15)·Cn] ·102, [кПа] [стр.137 /1/] (36) где Cn – средняя скорость движения поршня предварительно принята: Рм = 0,35+0,11*8,84=132,24 кПа. Определяем среднее эффективное давление: Ре = 599,03 кПа. Эффективный коэффициент полезного действия е показывает, какая часть теплоты, подведенная за цикл, расходуется на совершение эффективной работы. Определяем эффективный коэффициент полезного действия: е = i·м, (37) где м – механический коэффициент полезного действия: , (38) Тогда эффективный коэффициент полезного действия: е = 0,28*0,81=0,17. Эффективный удельный расход топлива ge указывает на количество топлива израсходованного на получение единицы работы. Эффективный удельный расход топлива: [кг/(кВт·ч)] (39) кг/(кВт·ч). 4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ И КОМПЛЕКСНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ Рабочий объем одного цилиндра: , [м3] (52) где i – число цилиндров. м3. Предварительный диаметр цилиндра: , [м] (53) где к – коэффициент короткоходности, который выбираем исходя из ориентировки по выполненным двигателям. Уменьшение «к» приводит к снижению скорости поршня. В связи с этим целесообразно принять к = 1,05. [стр.138 /1/] , [м] Ход поршня: S = к·D, [м] (54) S = 1,05*0,09=0,09 м, Радиус кривошипа: , [м] (55) . Длину шатуна определяем по формуле: , [м] (56) где λ – постоянная кривошипно-шатунного механизма, который принимается с учетом параметров выполненных двигателей: λ = 0,23…0,31 (стр. 167/3/). Принимаем λ = 0,279 для уменьшения износа деталей поршневой группы. м. Удельная объёмная мощность двигателя: , [кВт/л] (57) кВт/л. Удельная поршневая мощность двигателя: , [кВт/м2] (58) кВт/м2. Все принятые коэффициенты обоснованы справочной, технической литературой и интернет ресурсами, с учетом техническими и конструктивными характеристиками выбранного прототипа двигателя. БИБЛИОГРАФИЯ 1. Колчин Л.И. и др. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высшая школа, 1980г.-400с. 2. Кутьков Г.М. Теория трактора и автомобиля. – М.: Машиностроение, 1996г.-247с. 3. Николаенко А.В. Теория и расчет автотракторных двигателей. – М.: Колос, 1984г.-335с. 4. Методическое пособие к выполнению курсового проекта по тракторам и автомобилям (для студентов курса факультета механизации сельского хозяйства). – Уфа.: БГАУ, 2001г. – 34с. 5. Топливные системы автотракторных и комбайновых дизелей, конструктивные особенности и показатели работы. – Уфа.: БГАУ, 2001г. – 501с. 6. Баширов Р. М. Основы теории и расчёта автотракторных двигателей. – Уфа.: БГАУ, 2007г. 294с. 7. http://drom/catalog/daewoo/engine/f8cv |