Тепловой и динамический расчет автомобильного двигателя

Тепловой и динамический расчет автомобильного двигателя

Содержание

Введение

. Техническое задание на проектирование двигателя

. Тепловой расчет автомобильного двигателя

.1 Выбор и обоснование исходных данных, длятеплового расчета автомобильного двигателя

.2 Методика теплового расчёта автомобильного двигателя

.3 Результаты теплового расчета автомобильного двигателя

3. Динамический расчёт автомобильного двигателя

3.1 Выбор и обоснование исходных данных, для динамического расчета автомобильного двигателя

.2 Методика динамического расчета автомобильного двигателя

.3 Результаты динамического расчета автомобильного двигателя

. Расчет поршня автомобильного двигателя

Заключение

Список литературы

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 (диаметр цилиндра и ход поршня) и проверить на прочность его основные детали.

.       
Техническое задание на проектирование двигателя

Тип двигателя: четырёхтактный, 12 цилиндровый, V-образный, дизельный двигатель без наддува;

Частота вращения коленчатого вала n = 2100 мин^-1;

Эффективная мощность N_e = 182 кВт;

Вид топлива - дизельное топливо.

двигатель цилиндр динамический поршневый

2. Тепловой расчет автомобильного двигателя

2.1 Выбор и обоснование исходных данных длятеплового расчета автомобильного двигателя

. Так как двигатель не имеет наддува, то давление свежего заряда, поступающего к двигателю, принимается равным атмосферному, т.е. P₀ = 0,1 МПа, а его температура равна температуре атмосферного воздуха:T₀= 293⁰ К.

. Элементарный состав и низшая теплота сгорания топлива выбирается из таблицы характеристик топлив. Для дизельного топлива соответствуют значения: g_C = 0,87, g_Н = 0,126, g_О = 0,004, H_u = 42500 кДж/кг, μ_T = 190 кг/кмоль.

. Дизельные двигатели с неразделённой камерой сгорания и объёмным смесеобразованием имеют степени сжатия ε = 18.

. Коэффициент избытка воздуха α для дизельных двигателей с неразделёнными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием α = 1,5, для экономии топлива.

. Величина давления остаточных газов P_r, Мпа, так как двигатель без наддува, выбираем P_r = 0,12 МПа.

На номинальном режиме работы температура остаточных газов T_r для дизелей = 800⁰ К.

. Величина подогрева свежего заряда от стенок ΔT для дизельных двигателей без наддува ΔT = 6⁰ К.

7. Коэффициент наполнения цилиндра η_v является основным показателем процесса впуска. Для дизельных двигателей без наддува его значение принимаем η_v = 0,92.

. Показатель политропы сжатия для дизелейn₁. Так как диаметр цилиндра сравнительно небольшой, принимаем величину n₁ = 1,36.

9. Значение показателя политропы расширения для дизельных двигателей n₂. Так двигатель имеет воздушное охлаждение, то принимаем величину n₂= 1,29.

10. Степень повышения давления зависит от формы камеры сгорания и способа смесеобразования. Для дизельных двигателей с неразделёнными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием степень повышения давления принимаем λ = 1,7.

. Величина коэффициента использования тепла топлива ξ для быстроходных дизельных двигателей с неразделёнными камерами сгорания принимаем ξ = 0,86.

12. Коэффициент скругления (полноты) индикаторной диаграммы φ для дизельных двигателей принимаем φ = 0,96.

. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра m. Для уменьшения габаритов двигателя, износа цилиндропоршневой группы и увеличения КПД принимаем отношение хода поршня к диаметру цилиндра m = 0,9.

.2 Методика теплового расчёта автомобильного двигателя

Определение параметров конца впуска

Коэффициент остаточных газов:

.

Температура газов в конце впуска:

, К.

Давление газов в конце впуска:

, МПа.

Определение параметров конца сжатия

Давление газов в конце сжатия:

, МПа.

Температура газов в конце сжатия:

, К.

Определение параметров конца сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива:

- в киломолях:

, ;

в килограммах:

, .

Количество свежей смеси перед сгоранием для дизелей:

, .

Состав и количество продуктов сгорания при:

,;

, ;

,;

, ;

,.

Химический и действительный коэффициенты молекулярного изменения:

, .

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси перед сгоранием:

, .

Коэффициенты для определения средней мольной теплоемкости продуктов сгорания при α≥1:

,

.

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов перед сгоранием:

, .

Температура газов в цилиндре в конце сгорания T_z (в К) находится из уравнения сгорания, имеющего вид для дизелей:

.

Каждое из этих выражений после подстановки численных значений известных величин превращается в квадратное уравнение вида:

,

где a, b, c - некоторые числовые коэффициенты, получающиеся в результате вычислений.

Для двигателей с искровым зажиганием определяется степень повышения давления:

.

Для дизелей определяется степень предварительного расширения ρ и степень последующего расширения:

 , .

Давление газов в цилиндре в конце сгорания:

, МПа.

Определение параметров конца расширения

Давление газов в цилиндре в конце расширения для дизелей:

, МПа.

Температура газов в цилиндре в конце расширения для дизелей:

, К.

Определение индикаторных показателей

Среднее индикаторное давление для дизелей:

, МПа.

Индикаторный КПД двигателя:

,

где ρ_в = 1,2  - плотность воздуха при условиях окружающей среды.

Удельный индикаторный расход топлива:

, .

Определение эффективных показателей двигателя

Среднее давление механических потерь можно приближенно подсчитать по эмпирическим формулам для автомобильных дизелей:

, МПа.

Здесь V_П - средняя скорость поршня, предварительно принимаемая в соответствии с конструкцией и типом двигателя ( ).

Среднее эффективное давление:

, МПа.

Механический КПД двигателя:

.

Удельный эффективный расход топлива:

, .

Эффективный КПД двигателя:

.

Определение рабочего объема двигателя и размеров его цилиндров

Рабочий объем двигателя, л:

,

где N_е - заданная мощность двигателя, кВт;

τ - тактность двигателя (τ =4 для 4-тактных двигателей);

Р_е - среднее эффективное давление, МПа;

n_N - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Рабочий объем одного цилиндра двигателя, л:

,

где i - число цилиндров проектируемого двигателя.

Диаметр цилиндра, мм:

.

Величину D округляется до ближайшего целого числа.

Вычисления по описанной выше методике теплового расчета выполнялись на ЭВМ по прикладной программе, разработанной на кафедре «Автомобили и двигатели».

Результаты расчетов сведены в таблицу 1.

2.3 Результаты теплового расчета автомобильного двигателя

Таблица 1 - Результаты теплового расчета автомобильного двигателя

3. Динамический расчёт автомобильного двигателя

3.1 Выбор и обоснование исходных данных, для динамического расчета автомобильного двигателя

Для выполнения динамического расчета необходимо использовать индикаторную диаграмму, а также диаметр цилиндра и ход поршня, полученные в тепловом расчете. Дополнительно выбираются и определяются следующие конструктивные параметры: отношение радиуса кривошипа к длине шатуна ; конструктивные массы подвижных частей кривошипно-шатунного механизма.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

Значения отношения радиуса кривошипа к длине шатуна для современных автомобильных двигателей принимаем λ = 0,3.

С увеличенным значений λ (более короткие шатуны) уменьшается высота двигателя и его масса, что подходит для нашего двигателя, но увеличиваются силы инерции и нормальные боковые силы, действующие на зеркало цилиндра, в результате чего увеличивается износ деталей цилиндропоршневой группы.

Конструктивные массы подвижных частей КШМ

Поршневая группа

Конструктивная масса поршневой группы , выбирается в зависимости от типа двигателя (карбюраторный или дизель), материала поршня (легкий алюминиевый сплав или чугун) и быстроходности двигателя.

Двигатели с искровым зажиганием с поршнями малых диаметров из легкого алюминиевого сплава имеют наименьшие значения .

Шатунная группа

Конструктивная масса шатунной группы , , выбирается в зависимости от типа двигателя и его быстроходности. В двигателях с искровым зажиганием повышенной быстроходности наблюдается наименьшие значения m_ш .

, ,

Распределение массы шатуна по осям верхней и нижней головок обычно составляют:

на ось верхней головки ;

на ось нижней головки .

С увеличением быстроходности целесообразно принимать меньшие значения массы шатуна, отнесенной к верхней головке.

Конструктивные массы КШМ, совершающие возвратно-поступательное движение:

.

Конструктивные массы КШМ, совершающие вращательное движение:

.

.2 Методика динамического расчёта автомобильного двигателя

Удельная сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс, МПа.

,

где , МПа.

Здесь  - масса возвратно-поступательно движущихся деталей, отнесенная к площади поршня, кг/м²;

- радиус кривошипа, м;

 - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

 - функция ускорения поршня;

Удельное суммарное усилие, действующее на поршень

, МПа.

Удельная тангенциальная сила, действующая на шатунную шейку

, МПа.

Удельная радиальная сила, действующая на шатунную шейку

, МПа.

Удельное результирующее усилие, действующее на шатунную шейку

, МПа.

Результаты динамического расчета сведены в таблицу 2.

Вычисления динамического расчета выполнялись на ЭВМ по прикладной программе, разработанной на кафедре «Автомобили и двигатели».

3.2 Результаты динамического расчета автомобильного двигателя

Таблица 2: Результаты динамического расчета

4. Расчет поршня автомобильного двигателя

Режим максимальной мощности:

Частота вращения коленчатого вала n_N = 2100 мин^-1;

Максимальное давление газов при вспышке P_zN = 8,5 МПа.

Режим максимального крутящего момента:

Частота вращения коленчатого вала для дизелей:

n_M = 0,7 ∙ n_N = 0,7 ∙ 2100 = 1470 мин^-1.

Максимальное давление газов при вспышке P_zM = 8,26 МПа.

Режим максимальной частоты вращения при холостом ходе:

Частота вращения коленчатого вала для дизелей:

n_хх = 1,07 ∙ n_N = 1,07 ∙ 2100 = 2247 мин^-1;

Максимальная сила давления газов при вспышке P_zхх = 0.

Размеры основных элементов поршня для дизельного двигателя:

Диаметр днища поршня D = 116,2 мм;

Толщина днища поршня

δ = 0,2∙D = 0,2 ∙ 116,2 = 23,24 мм;

Высота юбки поршня

h_ю = 1,1∙D = 1,1 ∙ 116,2 = 127,82 мм;

Радиальная высота кольца а = 4 мм;

Толщина стенки головки поршня S = δ = 23,24 мм;

Внутренний диаметр поршня

D_i =D-2(S+а) = 116,2-2∙(23,24+4)= 61,72мм;

Число масленых каналов n_м = 8;

Диаметр масленого канала

d_м = 0,5а = 0,5 ∙ 4 = 2 мм

Расчет поршня автомобильного двигателя

. Днище поршня (рис.1)

Рис. 1: Схема к расчёту поршневой группы

Проверяется на поперечный изгиб как круглая плита, свободно опирающаяся на кольцо и нагруженная равномерно распределенной нагрузкой максимального давления газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента P_zM .

Максимальное напряжение изгиба в диаметральном сечении днища поршня равно:

,

где P_zM - максимальное давление газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента, МПа;

D_i - внутренний диаметр головки поршня в зоне первого поршневого кольца, м;

d - толщина днища поршня без ребер, м;

Т.к. значение расчетного напряжения изгиба меньше допустимого нормального напряжения изгиба, значит условие прочности выполняется.

. Сечение "X-X" (рис. 1) головки поршня на уровне нижнего маслосъемного кольца, ослабленное отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Напряжения сжатия возникают от максимальной силы давления газов при вспышке на режиме максимального крутящего момента P_zM :

,

где F_x-x= 0,0056 - площадь сечения "X-X" поршня, м²;

F_п= 0,01 - площадь поршня, м²;

Т.к. значение расчетного напряжения сжатия меньше допустимого нормального напряжения сжатия, значит условие прочности выполняется.

Напряжения разрыва s_р, МПа, в сечении "X-X" возникают на режиме максимальной угловой скорости вращения коленчатого вала на холостом ходе w_ххот силы инерции P_jгп,МН, возвратно-поступательно движущейся массы головки поршня с поршневыми кольцами, расположенной выше сечения "X-X":

,

где m_гп - конструктивная масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения "X-X", кг/м²:

,

гдеm_пг - конструктивная масса поршневой группы, принятая в динамическом расчете, кг/м²;

w_хх = 1,07 ∙ w_eN = 1,06∙ 219,91 = 235,3 рад/с

Где w_eN - угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности, рад/с;

R= 0,0523 - радиус кривошипа, м;

l = R/L - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, принятое в динамическом расчете;

[σ_р] = 4 - допустимое напряжение растяжения для алюминиевых сплавов, МПа.

. Юбка поршня проверяется на износостойкость (давление) от максимальной боковой силы P_бок на режиме максимального крутящего момента:

,

гдеq_ю - расчетное давление на юбку поршня, МПа;

Р_бок-максимальная нормальная боковая сила, действующая на стенку цилиндра, МН;

;

Где h_ю- высота юбки поршня, м;

Т.к. расчетное давление на юбку поршня меньше, чем допускаемое, значит условие износостойкости выполняется.

Результаты расчета сведены в таблицу 3.

Таблица 3: Результаты расчета поршня

Заключение

В результате выполнения задания был рассчитан V-образный 12^ти цилиндровый двигатель объёмом 13,31 литра, мощностью 182 кВт и частотой вращения коленчатого вала 2100 мин^-1. Удельный эффективный расход топливаg_e= 240,83 к/Вт∙ч.

Список литературы

1.  Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие / А.И. Колчин, В.П. Демидов. М.: Высшая школа, 2002. 496 с.

2.       Двигатели внутреннего сгорания: учебник в 3 кн. Кн. 1. Теория рабочих процессов / В.Н. Луканин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; под ред. В.Н. Луканина. М.: Высшая школа, 2005. 479 с.

.        Двигатели внутреннего сгорания: учебник в 3 кн. Кн. 2. Динамика и конструирование / В.Н. Луканин, И.В. Алексеев, М.Г. Шатров и др.; под ред. В.Н. Луканина, М.Г. Шатрова. М.: Высшая школа, 2005. 400 с.

.        Автомобильные двигатели / В.М. Архангельский, М.М. Вихерт, А.Н. Воинов и др.; под ред.М.С. Ховаха. М.: Машиностроение, 1977. 591 с.