Тепловой и динамический расчет двигателя

ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

Расчет и построение внешней скоростной или регуляторной характеристики двигателя.

Расчет основных параметров автомобиля. Расчет динамического фактора и построение универсальной динамической характеристики автомобиля.

Курсовая работа должна содержать задание на курсовую работу, расчетно-пояснительную записку, приложение, включающее кинематическую схему трансмиссии трактора, графики и список литературы.

Общие указания

Расчетно-пояснительная записка должна быть написана на бумаге формата А4 от первого лица множественного числа в соответствии с требованиям ГОСТ 2.105-99 ЕСКД “Общие требования к текстовым документам”. Все расчеты выполняются в системе СИ. Принимаемые коэффициенты и параметры должны быть обоснованы ссылкой на литературу. Формулы должны сопровождаться пояснениями, ссылкой на литературу и пронумерованы. По тексту должны быть ссылки на таблицы, рисунки и приложения. В конце записки приводится список литературы в соответствии с правилами библиографии по ГОСТ 7.1-84.

Графическая часть по расчету ДВС выполняется в карандаше на миллиметровой бумаге формата А1 по правилам ЕСКД с нанесением масштабных шкал на графиках, с указанием их размерности. По тяговому расчету трактора и автомобиля на миллиметровой бумаге формата А4 с указанием номера рисунка и подрисуночной надписи.

1.1. Определение номинальной эксплуатационной массы трактора или массы автомобиля

Номинальная эксплуатационная масса (кг) трактора определяется по формуле (2.1), а масса автомобиля – по формуле (3.2.).

1.2. Определение номинальной мощности двигателя

Номинальная мощность двигателя трактора рассчитывается по формуле (2.2), а автомобиля – по формуле (3.3).

1.3. Тепловой расчет двигателя и определение его основных параметров

Определение исходных данных для построения индикаторной диаграммы

Для построения индикаторной диаграммы необходимо определить параметры состояния газов (абсолютное давление Р и абсолютную температуру Т) в характерных для диаграммы точках (рис.1.1): а – конец всасывания, с – конец сжатия, z – конец сгорания, в – конец расширения, r – конец выпуска.

1.3.1. Давление Р_а и температура Т_а в конце процесса впуска

Задаемся давлением в конце впуска двигателей без наддува Р_а=(0,8…0,9)Р₀ и с наддувом Р_а = (0,9…0,96)Р_к,

гдеР₀ – давление окружающей среды, МПа;

Р_а – давление наддува на выходе из компрессора, МПа.

Давление в конце впуска можно определить по формуле:

или (без наддува).

Потери давления определяются из уравнения Бернулли [1,с.44; 3,с17].

Температура в конце впуска

, (1.1)

где - температура воздуха перед впускной системой, К;

,

- показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре, 1,4…2:

- температура окружающей среды, 288 К.

Температура подогрева заряда на пути движения заряда до цилиндра двигателя, давление Р _r, температуру Т _r в конце выпуска и коэффициент остаточных газов γ _r принимаем по данным приложения Б.

Если двигатель без наддува, то принимают Т_К = Т₀. Температура в конце впуска современных двигателей находится в пределах: карбюраторных – 320…380 К, дизелей без наддува – 310…350 К, дизелей с наддувом – 320…400 К [1,3].

1.3.2. Коэффициент наполнения η_v – двигателей без наддува определяется по формуле:

, (1.2)

в случае наддува

, (1.3)

где ε – степень сжатия.

Степень сжатия современных автотракторных двигателей составляет: для карбюраторных ε = 6 …9, для дизелей без наддува ε = 16 … 18, для дизелей с наддувом ε = 12 … 15. Допустимая степень сжатия карбюраторных двигателей определяется октановым числом бензина (приложение В).

1.3.3. Процесс сжатия

Давление Р_С и температура Т_С в конце сжатия определяется по уравнениям политропического процесса [3, с.28].

При проектировании двигателя показатель политропы сжатия принимается по прототипу или определяется по эмпирической формуле

,

где n – частота вращения коленчатого вала, мин ^-1.

1.3.4. Расчет количества газов, находящиеся в цилиндре в конце процесса сжатия

Теоретическое количество воздуха (кг воздуха / кг топлива) необходимое для сгорания 1 кг топлива с составом С,Н и О:

, (1.4)

или при выражении в киломолях (кмоль/кг) , где С,Н,О – весовая доля соответствующих компонентов в 1 кг топлива.

Для дизельного топлива можно принять С=0,857, Н=0,133, О=0,01: для бензина С=0,85, Н=0,15, О=0.

Действительное количество воздуха (кмоль/кг), необходимое для сгорания 1 кг топлива:

, (1.5)

где α – коэффициент избытка воздуха.

У дизелей с предкамерным и вихрекамерным смесеобразовании α = 1,3 … 1,4: при непосредственном впрыске α = 1,6 …1,7. Для карбюраторных двигателей принимают α = 0,85 … 1,15: причем для легковых ближе к нижнему, а для грузовых – к верхнему пределу.

Кроме поступившего воздуха в цилиндре находятся остаточные газы (кмоль/кг), количество которых

(1.6)

Общее количество газов (кмоль/кг), находящихся в цилиндре в конце сжатия.

(1.7)

Средняя молярная теплоёмкость (кДж/(кмоль·К)) для свежей смеси (воздуха) без учета влияния остаточных газов приближенно определяется как

. (1.8)

1.3.5. Процесс сгорания

Число молей продуктов сгорания 1 кг топлива (кмоль/кг) при α > 1 определяется по формуле

, (1.9)

при α < 1

(1.10)

С учетом остаточных газов количество газов, находящихся в цилиндре в конце сгорания, определяется как

(1.11)

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси

(1.12)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

(1.13)

Средняя молярная теплоемкость (кДж/(кмоль·К)) при постоянном давлении для продуктов сгорания жидкого топлива дизелей (при α≥1)

. (1.14)

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания в карбюраторном двигателе (при α<1)

(1.15)

Количество теплоты (кДж/кг), потерянное вследствие химической неполноты сгорания (поправка определяется только для карбюраторных двигателей, работающих с α<1).

(1.16)

Принимается коэффициент использования теплоты при сгорании в карбюраторном двигателе ζ=0,82 … 0,85. Тогда количество теплоты, передаваемой газом на участке cz [3,рис.8] при сгорании 1кг топлива (кДж/кг)

, (1.17)

где Q_H – низшая удельная теплота сгорания 1 кг бензина, равная 43930 кДж/кг.

Температура в конце сгорания в карбюраторном двигателе определяется по уравнению

, (1.18)

а в конце сгорания в дизельном двигателе – из уравнения

(1.19)

где - коэффициент использования теплоты, в дизелях принимается в пределах 0,8…0,85

Q_H – низшая удельная теплота сгорания дизельного топлива, принимается 42500 кДж/кг

- степень повышения давления, для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразования λ= 1,6…2,5, для вихрекамерных и дизелей с пленочным смесеобразованием λ= 1,2…1,8.

При подстановке всех членов в уравнения (1.18) или (1.19) в зависимости от типа двигателя получается квадратное уравнение, решая которое относительно Т_Z, можно найти корни, один из которых и есть температура конца сгорания.

Максимальное давление (МПа) в конце сгорания (теоретическое) в карбюраторных двигателях

(1.20)

в дизельных двигателях

(1.21)

Степень предварительного расширения

(1.22)

1.3.6. Процесс расширения

Давление Р_B (МПа) и температура Т_В (К) газов в конце процесса расширения для карбюраторных двигателей

, (1.23)

для дизелей

, , (1.24)

где - степень последующего расширения

- показатель политропы расширения (для дизелей =1,18…1,28, для карбюраторных двигателей =1,25…1,35).

1.4. Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

1.4.1Определение величины среднего индикаторного и эффективного давления

Величина среднего теоретического индикаторного давления (МПа) подсчитывается аналитическим путем: для карбюраторных двигателей по формуле (47) [3], для дизелей со смешанным подводом теплоты (46) [3].

Величина среднего действительного индикаторного давления меньше теоретического за счет неполноты индикаторной диаграммы и насосных потерь

(1.25)

где - потери давления на вспомогательные ходы (всасывание и выпуск);

v – коэффициент неполноты индикаторной диаграммы, равный 0,93…0,97.

Среднее эффективное давление (МПа) определяется по формуле

, (1.26)

где Р_М – среднее давление механических потерь (для карбюраторных – 0,15…0,25, для дизелей – 0,2…0,3), МПа.

1.4.2. Определение основных размеров двигателя

Литраж двигателя (л) , где τ – тактность двигателя (для четырехтактных τ = 4, для двухтактных τ = 2).

Рабочий объем цилиндра (л)

Диаметр цилиндра (мм) , где - отношение хода поршня к диаметру цилиндра (для тракторных двигателей =0,9…1,2, для автомобильных =0,7…1,1). Чем быстроходнее двигатель, тем ближе к нижнему пределу берется отношение. Полученное значение диаметра цилиндра округляется до ближайшего размера реальных двигателей.

Ход поршня (мм) .

Длина шатуна (мм) .

Радиус кривошипа (мм) (для современных двигателей λ=1/3,5…1/4,2).

Площадь поршня .

Средняя скорость поршня (м/с) .

1.4.3.Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

Индикаторный КПД ,

где - плотность воздуха на впуске, кг/м³.

Индикаторный удельный расход топлива (г/кВт∙ч)

.

Механический КПД двигателя

Эффективный КПД

Эффективный удельный расход топлива

Номинальный эффективный крутящий момент двигателя (Нм)

Номинальный часовой расход топлива (кг/ч)

Литровая мощность двигателя (кВт/л)

Результаты теплового расчета двигателя и его основные размеры заносятся в табл.1.1.

Таблица 1.1.

Параметры двигателя

Давление газов, МПа

Температура газов, К

Среднее индика торное давление, МПа

КПД

Размеры двигателя, мм

Уд. расх., г/(кВт·ч)

Pa

PC

PZ

PZ^|

Pв

Ta

TC

TZ

Tв

Pi^|

Pi

ηi

ηM

ηe

ЫS

DD

Vh, л

qe

1.5.Построение индикаторной диаграммы

По данным теплового расчета строится диаграмма в координатах P-V (рис1.1.). Для построения индикаторной диаграммы масштаб давления подбирается так, чтобы 0,1 МПа соответствовала 2…3 мм, а рабочий объем цилиндра принимается равным ходу поршня S. На оси абсцисс в принятом масштабе откладывают объем (мм) , - (дизельный двигатель).

Через точки и P_r, P₀ и P_в проводятся прямые, параллельные оси абсцисс. Точки а и с соединяются политропой сжатия, а точки z и в – политропой расширения.

Путем вычисления промежуточных давлений различных значений V_X:

для политропы сжатия ;

для политропного расширения .

Входящие в эти уравнения отношения объемов , определяются отношением соответствующих отрезков на оси абсцисс.

Действительная индикаторная диаграмма отличается от построенной округленностью в точке а, в, с,z’,z и r, причем для карбюраторного двигателя максимальное давление принимается 0,85Р_Z.

По построенной индикаторной диаграмме определяется среднее теоретическое индикаторное давление (МПа)

,

где F – площадь индикаторной диаграммы, мм²; l_д – длина индикаторной диаграммы, мм; - масштаб давлений, МПа

Точность построения индикаторной диаграммы оценивается коэффициентом погрешности δ_n, который не должен превышать 3…4%,

1.6. Динамический расчет двигателя

На детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре и силы инерции движущихся масс деталей (рис.1.6).

При выполнении динамического расчета двигателя целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесенными к единице площади поршня. Удельную суммарную силу (МПа), действующую на поршень, определяют алгебраическим сложением избыточного давления над поршнем и удельных сил инерции

, (1.27)

где - избыточное давление над поршнем МПа

Р _г – текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме МПа;

Р₀ – атмосферное давление МПа;

Р_j – удельная сила инерции МПа;

Р_j – сила инерции;

Р _г – сила давления газов;

Р_С – сила инерции вращающихся масс шатуна и кривошипа;

Р –суммарная сила на поршень;

N – нормальная сила;

Р_t – сила вдоль шатуна;

Т – тангенциальная сила;

z – радиальная сила.

Рис.1.6. Схема сил в кривошипно-шатунном механизме: а) инерционных и газовых; б) суммарных

1.6.1. Определение удельной силы инерции возвратно поступательно движущихся масс

(1.28)

где - сила инерции первого порядка с периодом изменения один оборот коленчатого вала;

- сила инерции второго порядка с периодом изменения 0,5 оборота коленчатого вала.

Таким образом

(1.29)

масса m определяется как

где m_П – масса поршневого комплекта, кг

m_Ш – масса шатуна, кг.

Приближенно масса поршней из алюминиевого сплава определяется по площади поршня в м²:

Для карбюраторных двигателей m_П =(80…150)F_n, кг.

Для дизельных двигателей m_П =(150…300)F_n, кг.

Масса шатуна (кг) определяется по аналогии:

Для карбюраторных двигателей m_Ш =(100…200)F_n, кг.

Для дизельных двигателей m_Ш =(250…400)F_n, кг

Для двигателей с большим диаметром цилиндров нужно принимать большие значения коэффициентов.

Частота вращения коленвала принимается при номинальном скоростном режиме двигателя

Инерционное усилие подсчитывается по формуле (1.29) для двенадцати положений кривошипа через 30⁰ поворота. Результаты расчетов сводятся в табл.1.2.

Таблица 1.2

Расчет инерционных усилий

α	cosα	cos2α	λcos2α	cosα + λcos2α	Pj, МПа	α

По данным табл.1.2 строится диаграмма инерционных усилий в масштабе давлений по индикаторной диаграмме через 30⁰ поворота кривошипа (рис.1.2).

1.6.2. Построение диаграммы суммарных усилий

Для построения диаграммы суммарных усилий складывается избыточное давление газов и суммарное давление сил инерции. По индикаторной диаграмме (рис.1.1) определяется избыточное давление через каждые 30⁰ поворота кривошипа.

Через линию атмосферного давления проводится прямая, равная четырем ходам. Каждый ход делится на шесть равных частей и производится развертка избыточного давления индикаторной диаграммы по углу поворота коленчатого вала (рис.1.3). Затем наносится диаграмма инерционных усилий и производится их алгебраическое сложение, дающее диаграмму суммарных усилий Р.

1.6.3. Построение диаграммы тангенциальных усилий

Тангенциальную силу Т, перпендикулярную радиусу кривошипа можно определить по формуле

, Н. (1.30)

Сила Р положительная или отрицательная определяется по диаграмме суммарных усилий (рис.1.3).

Сила Т считается положительной, если она совпадает с направлением вращения коленчатого вала и отрицательной, если она направлена в противоположную сторону.

Значения тригонометрических величин, входящих в формулу(1.30), для различных значений углов α поворота коленчатого вала и отношении радиуса кривошипа к длине шатуна λ приведены в приложении Г.

Расчеты тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа заносятся в таблицу 1.3.

Таблица 1.3.

Расчет тангенциальных усилий

ºα	Знак		Р, МПа	Т, МПа	Знак	ºα
	+ + + + + + +				- - - - - - -

Тангенциальную силу , отнесенную к 1 м² площади поршня, проще всего определить графически по схеме кривошипного механизма для различных углов α поворота кривошипа.

Для определения силы Т (рис 1.4.а) откладывают от центра шатунной шейки по направлению радиуса кривошипа отрезок ВС равный суммарной силе Р по диаграмме суммарных усилий рис 1.3, (например Р₁₄ и Р₂). Из конца вектора на ось цилиндра опускается перпендикуляр до пересечения с осью шатуна. Длина этого отрезка Т в принятом масштабе представляет тангенциальную силу (МПа).

На рис. 1.4.б приведено определение силы Т когда β имеет отрицательное значение.

Для построения диаграммы тангенциальных усилий откладывают отрезок, равный длине окружности центра шатунной шейки за два оборота коленчатого вала, и делят на 24 равные части. Через точки деления проводят ординаты, и на них откладывают найденные тангенциальные усилия с учетом их направления (рисунок 1.5). Если направление силы совпадает с направлением вращения, то силу считают положительной и откладывают от оси абсцисс вверх, а отрицательную вниз. Кривая Т является и кривой изменения крутящего момента для одного цилиндра, но только в масштабе моментов.

Масштаб моментов определяется из выражения

, (1.31)

где - масштаб моментов, (Нм)/мм;

- масштаб сил, МПа/мм;

- радиус кривошипа, м;

- площадь поршня, м².

Рис. 1.4. Графическое определение величины и знака тангенциального усилия: а – при α < 180º; б – при α > 180º.

Кривую суммарной тангенциальной силы многоцилиндрового двигателя строят путем графического суммирования кривых для отдельных цилиндров (рис.1.5). При этом кривые для отдельных цилиндров должны быть сдвинуты одна относительно другой на угол, соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах. У четырехцилиндровых четырехтактных двигателей отдельные диаграммы должны быть последовательно сдвинуты по фазе одна относительно другой на 180⁰, у шести цилиндровых–на 120⁰.

1.6.4. Проверка правильности выполнения динамического расчета

Для проверки правильности построения диаграммы тангенциальных усилий и выполнения динамического расчета определяется среднее значение тангенциальной силы Р (мм)

, (1.32)

где Σ - суммарная площадь всех участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс, мм²;

Σ - под осью абсцисс, мм²;

- длина диаграммы на участке суммирования диаграммы тангенциальных усилий, мм.

Тогда крутящий момент (Н∙м) определяется как

, (1.33)

где - механический КПД двигателя

Крутящий момент (Нм) двигателя на номинальном режиме определяется из выражения

. (1.34)

Расхождение в значения крутящего момента не должно превышать 5%.

1.7 Расчет маховика

Расчет маховика сводиться к определению момента инерции , массы m_M и основных его размеров.

Момент инерции (Н∙м∙с²) маховика определяется из условия обеспечения требуемой неравномерности вращения коленвала

,

где δ – коэффициент неравномерности хода для тракторных двигателей 0,003…0,01: для автомобильных 0,01…0,02; угловая скорость вращения, с^-1; L_изб – избыточная работа (Н∙м) тангенциальной силы определяется по площади F_изб (рис.1.5)

,

где F_изб – избыточная площадь участка, мм²;

μ – масштаб площадки, Н∙м/мм²; μ=μ_Рμ_α;

μ_Р – масштаб шкалы тангенциальной силы, Н/мм

μ_α – масштаб шкалы длины окружности центра шатунной шейки, м/мм.

.

Диаметр маховика выбирается с учетом габаритов двигателя, его типа, возможности размещения сцепления и т.д. Для приближенных расчетов можно принять D_ср =(2…3)S,

где S – ход поршня, м.

Масса маховика (кг) определяется из условия равенства махового момента (кг∙м²) четырем моментам инерции маховика

, тогда .

1.8 Расчет двигателя автомобиля

На грузовых автомобилях устанавливаются двигатели дизельного и карбюраторного типа. Расчет двигателя ведутся по методике, описанной выше.

Особенностью динамического расчета V – образных двигателей является определение суммарной диаграммы тангенциальных сил Т сложением соответствующих диаграмм цилиндров правого и левого ряда. Сложение производится в следующей последовательности:

а) определяют тангенциальную силу одного цилиндра и строят ее график в функции угла поворота коленвала:

б) пользуясь принятой схемой последовательности работы цилиндров, определяют сдвиг фаз двух цилиндров, расположенных в разных рядах и соединенных одной шейкой коленвала:

в) под диаграммой цилиндра правого ряда строят вторую – диаграмму цилиндра левого ряда , сдвинутую по фазе:

г) ординаты обеих диаграмм при равных углах алгебраических складывают:

д) строят график суммарной тангенциальной диаграммы всех цилиндров.

Дата добавления: 2014-12-25