Расчет ДВС Д-240. Произвести тепловой расчет дизеля д240 для следующих условий

• Название: Произвести тепловой расчет дизеля д240 для следующих условий
• Анкор: Расчет ДВС Д-240
• Дата: 26.04.2023
• Размер: 400.23 Kb.
• Имя файла: d-240.docx
• Тип: Документы; #1091946

Введение

Тепловой расчет позволяет аналитически с достаточной степенью точности определить основные параметры вновь проектируемого или модернизируемого двигателя.

Рабочий цикл рассчитывают для определения индикаторных, эффективных показателей работы двигателя и температурных условий работы деталей, основных размеров, а также выявления усилий, действующих на его детали, построения характеристик и решения ряда вопросов динамики двигателя.

Результаты теплового расчета зависят от совершенства оценки ряда коэффициентов, используемых в расчете и учитывающих особенности проектируемого двигателя.

В методической разработке рассмотрен пример расчета дизельного двигателя, пример построения индикаторной диаграммы и пример кинематического и динамического расчетов аналитическим методом. В примерах расчетов не учитывается до зарядки и продувки цилиндров.

Задание

При выполнении расчета задаемся рядом параметров с учетом пределов их изменений, а также их значений для двигателей, принятых в качестве прототипов.

Произвести тепловой расчет дизеля Д-240 для следующих условий:

Тип двигателя	Д-240
Мощность	Ne= 57 кВт
Частота вращения	n=2200 мин-1
Степень сжатия
Коэффициент избытка воздуха
Температура окружающего воздуха	T0 = 305 К
Температура остаточных газов
Коэффициент выделения теплоты
Давление окружающего воздуха	P0 = 0,115 МПа
Коэффициент тактности
Низшая удельная теплота сгорания топлива	=42500
Средний элементарный состав топлива	С=85,7% Н=13,3% О=1%

Состав топлива задается массовым или объемным содержанием основных элементов: углерода С, водорода Н, и кислород О. Нужно иметь ввиду, что в топливе присутствуют также сера S, азот N и элементы химических соединений в виде антидетонационных, противодымных и других присадок. Расчет ведут для условий сгорания 1 кг топлива.

1. 
   Тепловой расчет двигателя Д-240 (без турбонаддува)
   
   1. 
      Параметры рабочего тела
      

На основе химических реакций сгорания углерода и водорода рассчитывают теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

, (1)

.

Или

, (2)

,

где .

Количество свежего воздуха:

(3)

,

-молекулярная масса паров топлива (для дизельных топлив . В связи с малым значением по сравнению с для упрощения его не принимают в расчет.

-коэффициент избытка воздуха.

Общее количество продуктов сгорания(при т.е. при полном сгорании топлива).

(4)

,
При сгорании в двигателях жидкого топлива всегда происходит приращение кмолей газа . Приращение числа кмолей газов происходит в следствии увеличение суммарного количества молекул при химических реакциях распада молекул топлива и образования новых молекул в результате сгорания водорода и участия в реакциях кислорода, содержащегося в топливе.
Химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

(5)

.
1.2 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия: для дизелей без наддува р_к=р₀=0,115 МПа.

Для автотракторных двигателей без наддува и с наддувом при выпуске в атмосферу давление остаточных газов:

(6)

МПа.
1.3 Процесс впуска

Принимаем температуру подогрева свежего заряда ( варьируется в пределах 10- 40 .

Плотность заряда на впуске:

(7)

,

где R_B - газовая постоянная Дж/кг·К,

Т_к – температура остаточных газов (Т_к=Т_о=305 К). 



Принимаем . Тогда потери давления на впуске в двигатель:

(8)

,

где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемой сечении цилиндра,

коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению,

средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или продувочных окнах).

По опытным данным, в современных автотракторных двигателях на номинальном режиме

Сопротивление впускной системы зависит от многих факторов, в том числе от длины трубопроводов и их сечения, наличия во впускной системе колен, их радиуса и числа, от шероховатостей стенок трубопроводов, сопротивлений при просасывании заряда через воздухоочиститель, клапаны. С увеличением частоты вращения вала двигателя аэродинамические сопротивления увеличиваются.

Давление в конце впуска:

(9)

.

Коэффициент остаточных газов:

(10)

.

Температура в конце впуска:

(11)

.

Коэффициент наполнения:

(12)

.

1.4 Процесс сжатия

С учетом характерных знаний показателя политропы сжатия для заданных параметров двигателя принимаем .

По опытным данным для дизелей без наддува .

Давление в конце сжатия:

(14)

.

Температура в конце сжатия:

(15)

.

Средняя молярная теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия:

(16)

.

Число молей остаточных газов:

(17)

.

Число молей газов в конце сжатия до сгорания:

(18)

.
1.5 Процесс сгорания

Средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания в дизеле:

(19)

.

Число молей газов после сгорания:

(20)

.

Расчетный коэффициент молярного изменения:

(21)

.

Принимаем коэффициент использования теплоты 𝛏=0,89. Тогда количество теплоты, передаваемой газом во время впрыска при сгорании 1 кг топлива:

(21)

.

На значение коэффициента использования теплоты 𝛏влияют конструктивные параметры, режимы работы и регулировки двигателя. Чем совершеннее процесс смесеобразования и выше скорость распространения фронта пламени, тем выше 𝛏. Снижение 𝛏 обусловливается рядом факторов: обеднение или обогащения смеси- из-за снижения скорости сгорания; поздний угол впрыска топлива и увеличение частоты вращения – из-за возрастания догорания на такте расширения. Повышение степени сжатия и выбор рациональной формы камеры сгорания с возможно меньшим отношением поверхности к ее объему обуславливается повышением 𝛏.

Значение коэффициента использования теплоты 𝛏варьируется для дизелей в пределах 0,7-0,9.

Давление в конце сгорания:

(23)

.

Для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразование для дизелей с разделенными камерами сгорания (вихрекамерных и предкамерных), а также для дизелей с неразделенными камерами и пленочным смесеобразованием для дизелей с наддувом определяют допустимыми значениями температуры и давления в конце видимого процесса сгорания.

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания:

(23)

=

.

Решаем уравнение относительно

0,0026T_z²+21,71T_z-76498=0

1266,9

T_z1,2=

T_z1=2498К

T_z2=-11019К

Значение максимальной температуры и давления цикла для современных автотракторных двигателей при работе с полной нагрузкой составляют:



Степень предварительного расширения:

(24)

.
1.6 Процесс расширения

Степень последующего расширения:

(25)

.

С учетом характерных значений показателей политропы расширения для заданных параметров двигателя принимаем Тогда (26)

,

(27)

.

Проверим правильность ранее принятой температуры остаточных газов

(28)

.

(допустимое значение Δ=5%).
1.7 Индикаторные параметры рабочего цикла двигателя

Среднее индикаторное давление цикла для не скруглённой диаграммы:

(29)

.

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы
Таблица 1.



Тогда (30)

.

Индикаторный КПД:

(31)

.

Индикаторный удельный расход топлива:

(32)

.
1.8 Эффективные показатели двигателя

Принимаем предварительно среднюю скорость поршня

a=0,040; b=0,020 - постоянные коэффициенты, зависящие от типа двигателя.

Таблица 2.



Таблица 3.



Тогда среднее давление механических потерь:

(33)

.

Среднее эффективное давление:

(34)

.

Механический КПД:

(35)

.

Эффективный КПД:

(36)

.

Эффективный удельный расход топлива:

(37)

.
1.9 Основные размеры цилиндра и удельные параметры двигателя

Литраж двигателя:

(38)

.

Рабочий объем цилиндра:

(39)

,

где i – число цилиндров двигателя.

Для определения размеров цилиндра задают коэффициент короткоходности двигателя χ, представляющий собой отношение хода поршня S к его диаметру D:
• для ДсИЗ χ= 0,80... 1,05;
• для дизелей χ=0,90... 1,20

(40)

(41)

.

Ход поршня:

(42)

.

Площадь поршня:

(43)

.

Средняя скорость поршня:

(44)

,

соответствует принятой при определении среднего давления механических потерь.

Эффективный крутящий момент:

(45)

.
Часовой расход топлива:

(46)

.

Литровая мощность:

(47)

.

Удельная поршневая мощность:

(48)

.

Если принять массу сухого (незаправленного) двигателя с вспомогательным оборудованием по прототипу , то литровая масса:

(49)

.

И удельная масса:

(50)

.

2. 
   Построение индикаторной диаграммы
   

Индикаторную диаграмму поршневого двигателя строим по результатам теплового расчета для номинального режима его работы. Расчет проводим аналитическим методом, используя полученные в результате теплового расчета значений давлений в характерных точках диаграммы а также значения показателя политропы , степеней

Следовательно, расчет сводится к определению промежуточных значений политроп сжатия и расширения в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Определяем условный размер камеры сгорания

(51)

.

(52)



где S- ход поршня,

- степень последующего расширения,

- степень предварительного расширения.

Рассчитываем путь поршня при повороте коленчатого вала на каждые с положения колена вала соответствующего ВМТ по формуле:

(53)

где R - радиус кривошипа (R=S/2=58,6 мм),

𝜆 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (𝜆=0,26).

Значение 𝜆 выбирается по прототипу рассчитываемого двигателя:
• для ДсИЗ 𝜆= 0,24... 0,28;
• для дизелей 𝜆= 0,26... 0,31

Рассчитываем текущее значение отношения .

Определяем текущее значение политропы сжатия в зависимости от угла поворота коленчатого вала

(54)

Определяем текущее значение политропы расширения в зависимости от угла поворота коленчатого вала

(55)

Результаты расчетов сводим в табл.4. И по соответствующим точкам строим кривые индикаторной диаграммы.

Строим ось ординат – давление над поршнем и ось абсцисс – ход поршня. На оси абсцисс откладываем в масштабе отрезок равный ходу поршня и отмечаем отрезки в этом же масштабе. Для расчетного значения текущей координаты хода поршня от угла поворота коленчатого вала будут соответствовать расчетные значения политроп сжатия и расширения приведенные в табл.1. Индикаторная диаграмма должна быть скругленной на переходных участках, а в момент впрыска топлива процесс горения происходит при постоянном давлении и отражается на диаграмме в виде площадке .

Таблица 4. Результаты расчетов

Угол поворота
0	0,104	4,98	0,43	7,90	0,00	0,00
30	0,104	1,55	0,43	3,74	0,08	10,11
60	0,104	0,56	0,43	1,72	0,25	29,37
90	0,104	0,21	0,43	0,78	0,56	66,22
120	0,104	0,13	0,43	0,54	0,79	93,61
150	0,104	0,11	0,43	0,45	0,94	110,9
180	0,104	0,104	0,43	0,43	1,00	117,2

Таблица 5. – Значения углов поворота

cos	cos 2
1,00	1,00	0
0,86	0,50	30
0,50	0,98	60
0,00	-1,00	90
-0,50	-0,50	120
-0,86	0,50	150
-1,00	1,00	180

Пример расчетов:





;

;






;

;

;

;


= 4,98МПа;

= 1,55МПа;

= 0,56МПа;

= 0,21МПа;

= 0,13МПа;

= 0,11МПа;

= 0,104МПа.
;

;

;

;

;

;

;


Список литературы

1. Автомобили: учеб. Пособие для студ. Вузов по спец. "Автомобили иавтомобильное хоз-во"/ А.В. Богатырев, Ю.К. Есеновский - Лашков, М.Л. Носоновский, В.А. Чернышев; под ред. А.В. Богатырева. ─ М.:Колос, 2018. ─ 493 с.

2. Баширов Р.М. Основы теории и расчета автотракторных двигателей – Уфа: БГАУ, 2020. – 304 с.

3. Иванов А.М. Основы конструкции автомобиля / Иванов А.М., Солнцев А.Н., Гаевский В.В. и др. ─ М.:ООО Книжное издательство «За рулем», 2019. ─ 336 с.

4. Вахламов В.К. Автомобили. Эксплуатационные свойства: Учеб. для студ. ВУЗов по спец. «Автомобили и автомобильное хоз-во». – М.: Академия, 2021. – 238 с.

5. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль (Анализ конструкции и элементы расчета): Учебник. - М.: Машиностроение, 2018. – 295 с.

6. Проскурин А.И. Теория автомобиля: Примеры и задачи. - Пенза: Изд. ПГАСА. 2019. – 360 с.

7. Баширов Р.М. Топливные системы для автотракторных дизелей. - Уфа: Гилем, 2018. – 204с.

8. Колчин А.Н., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высшая школа, 2019. – 400с.

9. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Колос, 2020. – 414 с.

10. Стуканов В.А. Основы теории автомобильных двигателей и автомобиля. – М.: Форум: ИНФА, 2021. – 368 с.