Расчет ДВС

Расчет ДВС

Введение

двигатель тепловой дизель сгорание

Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах.

Данная работа состоит из пяти частей:

. Характеристика двигателя.

. Тепловой расчет и тепловой баланс двигателя.

3. Расчет кинематики и динамики двигателя.

. Расчет основных деталей и систем двигателя.

. Требования по обеспечению эксплуатационной безопасности и экологичности ДВС.

Расчет тепловой и динамический чаще всего выполняются для режима номинальной мощности.

1. Характеристика двигателя

Таблица 1.1. Технические данные дизеля А-01М

2. Тепловой расчет и тепловой баланс двигателя

.1 Тепловой расчет

Топливо.

Средний элементный состав дизельного топлива:

С=0.870; Н=0.126; О=0.004;

С, Н, О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

Низшая теплота сгорания топлива:

Н_u=33.91*С+125.60*Н-10.89*(О-S) - 2.51*(9*Н+W);

Н_u=33.91*0.87+125.60*0.126-10.89*0.004-2.51*9*0.126=42.44 МДж/кг.

Параметры рабочего тела.

Коэффициент избытка воздуха:

Α==;

Для дизеля с неразделенными камерами и объемным смесеобразованием при номинальной мощности принимаем α=1.50-1.70.

Количество свежего заряда:

При α=1.5 М₁= α× L_o=1.5*0.5=0.75 кмоль св. зар/кг топл.;

М₁-количество свежего заряда (количество горючей смеси).

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

Мco₂=C/12=0.87/12=0.0725 кмоль CO₂/кг топл.;

Мн₂о=Н/2=0.126/2=0.063 кмоль H₂O/кг топл.;

При α=1.5

Мо₂=0.208*(α-1)*L_o;

Мо₂=0.208*(1.5-1)*0.5=0.052 кмоль O₂/кг топл.;

МN₂=0.792*α*L_o;

МN₂=0.792*1.5*0.5=0.594 кмоль N₂/кг топл.;

Общее количество продуктов сгорания:

М₂=Мco₂+ Мн₂о+ Мо₂+ МN₂;

М₂=0.0725+0.063+0.052+0.594=0.7815 кмоль пр. сг/кг топл.;

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Атмосферные условия:

р₀=0.1 МПа; Т₀=293К.

Давление окружающей среды для дизелей с неразделенными камерами и объемным смесеобразованием:

р_к=0.25 МПа;

Температура окружающей среды для дизелей:

Т_к=Т₀=293 К;

Температура и давление остаточных газов.

Достаточно высокое значение ε=16 дизеля снижает температуру и давление остаточных газов, а повышенная частота вращения коленчатого вала несколько увеличивает значения Т_r и р_r.

Т_r=700 К;

р_r=0.25*1.05=0.2625 МПа.

Процесс впуска.

∆Т=20⁰С - величина подогрева.

Плотность заряда на впуске:

ρ_к=р_к*10⁶/(R_в*Т_к);

ρ_к=0.25*10⁶/(287*293)=2.973 кг/м³;

R_в=287 Дж/(кг×град) - удельная газовая постоянная воздуха.

Потери давления на впуске в двигателе:

∆р_а=(β²+ξ_вп)*ω²_вп*ρ_к*10^-6/2=2.7*70²*2.973*10^-6/2=0.019 МПа,

где (β²+ξ_вп)=27 и ω_вп=70 м/с приняты в соответствии со скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля.

Давление в конце впуска:

р_а =р_к-∆р_а;

р_а=0.25-0.019=0.231 МПа;

Коэффициент остаточных газов:

γ_r=*;

γ_r=*=0.034;

Температура в конце впуска:

Т_а=(Т_к+∆Т+γ_r*Т_r)/(1+γ_r);

Т_а=(293+20+0.034*700)/(1+0.034)=326 К.

Коэффициент наполнения:

ŋ_v= Т_к*(ε*р_а-р_r)/[(Т_к+∆Т)*(ε-1)*р_к];

ŋ_v=293*(16*0.231-0.2625)/[(293+20)*(16-1)*0.25]=0.879;

Процесс сжатия.

При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты:

Ε=16, Т_а=326 К, n₁≈k₁=1.368.

Давление и температура в конце сжатия:

р_с= р_а*εⁿ¹ и Т_с= Т_а*ε^n1-1;

р_с=0.231*16^1.368=10.253 МПа;

Т_с=326*16^1.368-1=904 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) воздуха (mc_v)_to^tc=20.6+2.638*10^-3*t_c;

t_c=Т_с-273=904-273=631⁰С;

(mc_v)_to^tc=20.6+2.638*10^-3*631=22.265 кДж/(кмоль×град);

б) остаточных газов:

При α=1.5 и t_c=631⁰С;

(mc_vⁿ)_to^tc=23.942 кДж/(кмоль×град);

в) рабочей смеси:

(mc_v¹)_to^tc=[1/(1+γ_r)]*[(mc_v)_to^tc+(mc_vⁿ)_to^tc];

(mc_v¹)_to^tc=[1/(1+0.034)]*[22.265+0.034*23.942]=22.317 кДж/(кмоль×град);

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:

μ₀=М₂/М₁=0.7815/0.75=1.042;

коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:

μ=(μ₀+γ_r)/(1+γ_r)=(1.042+0.034)/(1+0034)=1.041;

Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:

Н_раб.см.=Н_u/[М₁*(1+γ_r)];

Н_раб.см.=42440/[0.75*(1+0.034)] 54726 кДж/кмоль раб. см.;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:

(mc_vⁿ)_to^tz=(1/М₂)*[Мco₂*(mc_vⁿco₂)_to^tz+Мн₂о×(mc_vⁿн₂о)_to^tz+Мo₂×(mc_vⁿo₂)_to^tz+ +МN₂*(mc_vⁿN₂)_to^tz]=(mc_vⁿ)_to^tz+8.315;

(mc_vⁿ)_to^tz=(1/0.7815)*[0.0725*(39.123+0.003349t_z)+0.063*(26.67+0.004438t_z)+ +0.052*(23.723+0.001550t_z)+0.594*(21.951+0.001457t_z)]=24.043+0.00187t_z;

(mc_pⁿ)_to^tz=24.043+0.00187t_z+8.135=32.358+0.00187t_z;

Коэффициент использования теплоты для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием можно принять ξ_z=0.70.

Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11-12 МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля λ=2.0.

Температура в конце видимого процесса сгорания:

ξ_z*Н_раб.см.+[(mc_v¹)_to^tc+8/315*λ]*t_c+2270*(λ-μ)=μ*(mc_pⁿ)_to^tz*t_z;

.7*54726+[22.317+8.315*2]*631+2270*(2-1.041)=1.041*(32.358+0.00187t_z)*t_z;

t_z=1910 К;

Т_z=t_z+273=1910+273=2183 К.

Максимальное давление сгорания для дизелей:

р_z=λ*р_с;

р_z=2*10.253=20.506 МПа;

Степень предварительного расширения для дизелей:

ρ=μ*Т_z/(λ*Т_с);

ρ=1.041*2183/(2*904)=1.26;

Процесс расширения.

Степень последующего расширения для дизелей:

δ=ε/ρ;

δ=16/1.26=12.69;

Средние показатели адиабаты и политропы расширения для дизелей:

При δ=12.69; Т_z= 2183 К и α=1.5;

K₂=1.2695, а n₂ принимаем равным 1.260;

Давление и температура в конце расширения для дизелей:

р_b= р_z/δⁿ²;

р_b= 20.506/12.69²=0.835 МПа;

Т_b=Т_z/δ^n2-1=2183/12.69^1.26-1=1128 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов для дизелей:

Т_r=Т_b/;

Т_r=1128/ =1871 К.

Индикаторные параметры рабочего цикла.

Среднее индикаторное давление для дизелей:

р_i=φ и р_i¹=0.92*2.6=2.39 МПа,

где коэффициент полноты диаграммы принят φ_u=0.92.

Индикаторный КПД для дизелей:

ŋ_i=р_i*l_o*α/(Н_u*ρ_к*ŋ_v);

ŋ_i=2.39*14.452*1.5/(42.44*2.973*0.879)=0.484;

Индикаторный удельный расход топлива для дизелей:

g_i=3600/(Н_u*ŋ_i);

g_i=3600/(42/44*0/484)=175 г./(кВт*ч)

Эффективные показатели двигателя:

Среднее давление механических потерь:

р_м=0.089+0.0118*υ_п.ср.;

υ_п.ср.=10 м/с - средняя скорость поршня.

р_м=0.089+0.0118*10=0.207 МПа.

Среднее эффективное давление и механический КПД для дизелей:

р_е=р_i-р_м;

р_е=2.39-0.207=2.183 МПа;

ŋ_м=р_е/р_i;

ŋ_м=2.183/2.39=0.913;

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива для дизелей:

ŋ_е=ŋ_i*ŋ_м;

ŋ_е=0.484*0.913=0.442;

g_е=3600/(Н_u*ŋ_е);

g_е=3600/(42.44*0.442)=191 г./(кВт*ч);

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя:

V_л=30*τ*N_е/(р_е*n); τ=4 - тактность двигателя;

V_л=30*4*99/(2.183*1700)=3.24 л.

N_е=99кВт-мощность двигателя, n=1700 об/мин.

Рабочий объем цилиндра:

V_h=V_л/i=3.24/6=0.54 л,

i=6-количество цилиндров.

Диаметр и ход поршня дизеля, как правило, выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D≥1. Однако уменьшение S/D для дизеля снижает скорость поршня и повышает ŋ_м. В связи с этим целесообразно принять S/D=1.

D=100*;

D=100*=88.28 мм.

Окончательно принимаем S=D=90 мм.

По окончательно принятым значениям S и D определяются основные параметры и показатели двигателя.

V_л=π*D²*S*i/(4*10⁶);

V_л=3.14*90²*90*6/(4*10⁶)=3.43 л.

F_п=π*D²/4;

F_п=3.14*90²/4=63.585 см²;

υ_п.ср=S*n/(3*10⁴);

υ_п.ср=90*1700/(3*10⁴)=5.1 м/с;

N_e=p_e*V_л*n/(30*τ);

N_e=2.183*3.43*1700/(30*4)=106.4 кВт;

М_е=3*10⁴*N_e/(π*n);

М_е=3*10⁴*106.4/(3.14*1700)=597 Н*м;

G_т=N_e*g_е;

G_т=106.4*0.191=20.32 кг/ч;

N_л=N_e/V_л;

N_л=106.4/3.43=31.02 кВт/дм³.

Построение индикаторной диаграммы дизеля А-01М:

Масштаб хода поршня - М_s=1.5 мм в мм;

Масштаб давлений - М_р=0.08 МПа в мм.

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

АВ=S/М_s=90/1.5=60 мм.

ОА=АВ/(ε-1)=60/(16-1)=4 мм.

Максимальная высота диаграммы (точки z¹ и z) и положение точки z по оси абсцисс:

р_z/М_р=20.506/0.08=256.3 мм;

z¹z=ОА*(ρ-1)=4*(1.26-1)=1 мм.

Ординаты характерных точек:

р_о/М_р=0.1/0.08=1.25 мм;

р_к/М_р=0.25/0.08=3.1 мм;

р_r/М_р=0.2625/0.08=3.281 мм;

р_а/М_р=0.231/0.08=2.887 мм;

р_с/М_р=10.253/0.08=128.16 мм;

р_b/М_р=0.835/0.08=10.44 мм.

Построение политроп сжатия и расширения проводится аналитическим методом:

а) для луча ОС принимаем угол α=15⁰;

б) tg β₁=(1+tgα)ⁿ¹-1=(1+tg15⁰)^1.368-1=0.3836; β₁=20⁰98¹;

в) используя лучи ОД и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с;

г) tg β₂=(1+tgα)ⁿ²-1=(1+tg15⁰)^1.26 -1=0.3486; β₂=19⁰21¹;

д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р_i¹=F¹*М_р/АВ=1254*0.08/60=1.63 Мпа.

F¹ - площадь диаграммы асz¹zba.

Скругление индикаторной диаграммы.

Учитывая достаточную быстроходность рассчитываемого дизеля, ориентировочно устанавливаются фазы газораспределения:

впуск - начало (точка r¹) за 20⁰ до в.м.т.

и окончание (точка а¹¹)-50⁰ после н.м.т.;

впуск - начало (точка b¹) за 50⁰ до н.м.т.

и окончание (точка а¹)-20⁰ после в.м.т.

С учетом быстроходности дизеля принимается угол опережения впрыска 30⁰ (точка с¹) и продолжительность периода задержки воспламенения ∆φ₁=18⁰ (точка f).

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b¹, r¹, a¹, a¹¹, c¹ и f по формуле для перемещения поршня:

АХ=(АВ/2)*[(1-cosφ)+(λ/4)*(1-cos2φ)];

где λ - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, равна 0.24.

Результаты расчета ординат точек b¹, r¹, a¹, a¹¹, c¹ и f занесены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1.

Положение точки с¹¹ определяют из выражения:

р_с¹¹=(1.15÷1.25)*р_с=1.15*10.253=15.379 МПа;

р_с¹¹/М_р=15.379/0.08=192.24 мм.

Точка z_д лежит на линии ориентировочно вблизи точки z.

Нарастание давления от точки с¹¹ до z_д составляет 20.506-15.379=5.127 МПа или 5.127/10=0.513 МПа/град п.к.в., где 10-положение точки z_д по оси абсцисс, град.

Соединяя плавными кривыми точки rca¹, c¹cf и c¹¹ и далее с z_д и кривой расширения b¹cb¹¹ (точка b¹¹ располагается между точками b и а) и далее cr¹ и r, получаем скругленную индикаторную диаграмму ra¹ac¹fc¹¹z_дb¹b¹¹r.

Рисунок 2.1 - Индикаторная диаграмма дизеля А-01М

2.2 Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом для дизелей:

Q_o=H_u*G_т/3.6 $

Q_o=42440*20.32/3.6=237664 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с, для дизелей:

Q_е=1000*N_е=1000*106.4=106400 Дж/с.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, для дизелей:

Q_в=С*i*D^1+2m *n^m *(1/α);

с=0.45-коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей.

m=0.5-показатель степени для четырехтактных двигателей.

Q_в=0.45*6*9^1+2*0.5 *1700^0.5 *(1/1.5)=6041 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработавшими газами:

Q_r=(G_т/3.6)*[M₂*(mc_p¹¹)_t0^tr *t_r-M₁*(mc_p)_to^tk *t_k];

где (mc_p¹¹)_t0^tr =(mc_v¹)_to^tr+8.315;

(mc_p¹¹)_t0^tr =23.129, при α=1.5 и t_r=700-273=427⁰С.

(mc_p¹¹)_t0^tr =23.129+8.315=31.444 кДж/(кмоль*град);

(mc_p)_to^tk =(mc_v)_to^tк+8.315;

(mc_p)_to^tk =20.775, при t_k=Т_к-273=293-273=20⁰С.

(mc_p)_to^tk =20.775+8.315=29.09 кДж/(кмоль*град);

Q_r=(20.32/3.6)*[0.7815*23.129*427-0.75*20.775*20]=41477 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты:

Q_ост=Q_o - (Q_e+Q_в+Q_r);

Q_ост=237664 - (106400+6041+41477)=83746 Дж/с.

Составляющие теплового баланса представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2.

3. Расчет кинематики и динамики двигателя

Длина шатуна L_Ш:

L_Ш=R/λ= 65/0,24=270 мм

Перемещение поршня.

Изменение хода поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_S=2 мм в мм и M_φ=2⁰ в мм через каждые 30⁰.

Поправка Брикса:

Rλ/(2M_S)=65*0,24/(2*2)=3,9 мм

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

ω=πn/30=3,14*1700/30=178 рад/с.

Скорость поршня.

Изменение скорости поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_V=0,4 м/с в мм:

ωR/M_V=178*0,065/0,4=28,9 мм;

ωRλ/(M_V2)=178*0,065*0,240/(0,4*2)=3,5 мм;

±V_{П max}≈ωR√1+λ²=178*0,065*√1+0,24²=11,9 м/с.

Ускорение поршня.

Изменение ускорения поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_j=100 м/с² в мм:

ω²R/M_j=178²*0,065/100=20,6 мм;

ω²Rλ/M_j=178²*0,065*0,240/100=4,9 мм;

j_max= ω²R (1+λ)=178²*0,065 (1+0,24)=2553 м/с²;

j_min= -ω²R (λ+1/8λ)=178²*0,065 (0,24+1/8*0,24)=1566 м/с².

Значения S_X, V_п и j в зависимости от φ, полученные на основании построенных графиков, заносят в таблицу 3.1.

Таблица 3.1

При j=0, V_п=±11,9 м/с, а точки перегиба S соответствуют повороту кривошипа на 76⁰ и 284⁰.

Рисунок 3.1 - Зависимости пути, скорости и ускорения поршня дизеля от угла поворота кривошипа

3.2 Расчет динамики двигателя

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.

По таблице (1, таблица 8.1, стр. 166) с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, V-образного расположения цилиндров и достаточно высокого значения p_z устанавливаются:

масса поршневой группы (для поршня из алюминевого сплава m¹_п=300 кг/м²)

m_п=m¹_пF_п=300*0,0132=3,96 кг

масса шатуна (m¹_ш=400 кг/м²)

m_ш=m¹_шF_п=400*0,0132=5,28 кг

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для стального кованного вала m¹_k=400 кг/м²)

m_k=m¹_kF_П=400*0,0132=5,28 кг

масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

m_ш.п.=0,275m_ш=0,275*5,28=1,45 кг

масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

m_ш.к.=0,725m_ш=0,725*5,28=3,83 кг

массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

m_j=m_п+m_ш.п.=3,96+1,45=5,41 кг

массы, совершающие вращательное движение:

m_R∑=m_k+2m_ш.к.=5,28+2*3,83=12,94 кг

Полные и удельные силы инерции.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс определяют по кривой ускорений (см. рис. 3.1 и табл. 3.1):

полные силы

P_j= - jm_j*10^-3= - j*5,41*10^-3 кH;

удельные силы

p_j=P_j/F_п= P_j*10^-3/0,0132 МПа.

Значения p_j заносят в таблицу 3.2.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра

К_Rш= - m_ш.к.Rω²*10^-3= -3,83*0,065*178²*10^-3= -7,88 кH.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа

К_Rк= - m_кRω²*10^-3= -5,28*0,065*178²*10^-3= -10,87 кH.

Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип

К_R∑= К_Rк+2 К_Rш= -10,87+2*(-7,88)= -26,63кH.

Таблица 3.2.