Энергетические установки транспортной техники

Курсовой проект
Содержание скрыть

Двигатели внутреннего сгорания являются наиболее распространенными двигателями, вырабатывающими механическую энергию, необходимую для привода в действие различных видов транспортных средств и других механизмов.

Особое внимание уделяется унификации узлов и деталей двигателя и развитию семейства унифицированных двигателей. Большое внимание обращается на научные исследования, доводочные работы и лабораторные и эксплуатационные испытания двигателей и их агрегатов.

Выполнение этих задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных и тракторных двигателей, глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

В настоящее время на основе перспективного типажа автомобилей и двигателей производится дальнейшая модернизация автомобильных двигателей.

В настоящее время, для двигателей устанавливаемых на грузовые автомобили существуют следующие основные тенденции оптимизации конструкции и показателей направленных на :

  • снижение потребления горюче-смазочных материалов;
  • увеличение мотто-ресурса;
  • удобство эксплуатации, простоту и удобство технического обслуживания;
  • снижение себестоимости двигателя;
  • снижение выброса вредных веществ;
  • снижение уровня шума;
  • быструю приспособляемость к работе на переменных режимах в зависимости от условий эксплуатации;
  • улучшение технико-экономических показателей систем обслуживающих двигатель;
  • оптимизация массогабаритных показателей двигателя путем увеличения удельных мощностей и применения материалопоглощающих технологий.

С учетом вышесказанного был спроектирован двигатель на базе двигателя ЗМЗ-53 для применения в автомобильном транспорте.

1. Обоснование и выбор дополнительных исходных данных к выполнению теплового расчёта

тепловой транспортный топливо двигатель

1.1 Параметры окружающей среды

Давление и температуру окружающей среды при выполнении расчетов по варианту принять:

  • Ро=0,1+0,0002 z = 0,1+0,0002 2=0,1004 (МПа);
  • То=302+2 z=302-2 2=298(К).

Здесь z- номер варианта, последняя цифра зачетной книжки студента.

1.2 Элементарный состав и техническая характеристика топлива.

Жидкие моторные топлива, используемые для автомобильных двигателей внутреннего сгорания, представляют собой совокупность целого ряда углеводородных соединений.

4 стр., 1644 слов

Вредное воздействие тепловых двигателей и экологические проблемы

... обстановки в России,а также в других странах мира. 1. Тепловые двигатели и охрана окружающей среды Неуклонный энергетических мощностей- все большее распространение укрощенного огня-приводит к ... связан с изобретением первого теплового двигателя – паровой машины. Создание двигателя внутреннего сгорания послужило базой для развития автомобильного транспорта и самолётостроение. Газовая турбина буквально ...

Его элементарный состав по массе можно представить как:

C+H+OT=1кг

где: С — содержание углерода; кг/кг топлива;

  • Н — содержание водорода;
  • кг/кг топлива;
  • От-содержание кислорода в соединениях топлива;
  • кг/кг топлива;
  • Для карбюраторных двигателей, где в качестве топлива используется бензин, с содержанием: С=0,846;
  • Н=0,154;
  • От= 0.

Низшая теплотворная способность топлива для бензина составляет — Hu=43930 кДж/кг топлива.

Молекулярную массу топлива используемого для автомобильных карбюраторных двигателей принятьmт=115 кг/кмоль.

Соотношение количества остаточного водорода и окиси углерода в составе продуктов сгорания принять равным величине К=0,5

1.3 Подогрев заряда в процессе впуска

Свежий заряд при движении во впускной системе и цилиндре соприкасается с горячими стенками. В результате происходит некоторое повышение температуры смеси. Аналитическое определение ДТ осложняется отсутствием данных для определения коэффициента теплоотдачи и средней температуры поверхностей. В связи с этим при тепловом расчете его значение подбирают на основе ранее полученных экспериментальных результатов, с учетом физики происходящих явлений. В карбюраторных двигателях часть тепловой энергии заряда расходуется на испарение мелкораспыленного топлива. В конечном итоге степень подогрева заряда в процессе впуска оценивается значением ДТ в пределах 0…20. Принимаю ДТ=10

1.4 Параметры процесса выпуска отработавших и остаточных газов

Качество протекания процесса наполнения цилиндра во многом определяется параметрами выпуска отработавших газов: давлением на выпуске — Pr и температурой отработавших газов — Tr.

Величина Pr определяется давлением внешней среды — Po. При расчете коэффициентов остаточных газов и наполнения принимаем давление —

=.

Принимаем

=0,17=0,1175(МПа).

Температура отработавших газов Тr зависит от состава смеси, степени расширения и теплообмена при расширении и выпуске. Температура остаточных газов для бензиновых двигателей в зависимости от ранее приведённых условий изменяется в пределах Тr=950…1050 К. Значения Pr и Tr принимаем самостоятельно исходя из условий окружающей среды и особенностей конструктивных параметров прототипа согласно задания. Принимаем Тr=950 К.

1.5 Суммарный коэффициент сопротивления впускной системы

Совершенство организации, процесса впуска и соответственно параметры конца впуска во многом определяется оригинальностью конструкции самой системы впуска и характеризуется ее суммарным коэффициентом сопротивления — (в2+ж).

Здесь p=Wц/Wвп определяет гашение скорости движения смеси при поступлении в цилиндр, ж — коэффициент гидравлического сопротивления системы впуска, отнесенный к наиболее узкому ее сечению, сечение впускного клапана. При хорошо сконструированной системе впуска ее суммарный коэффициент сопротивления составляет (в2+ж)=2,0… 3,5. Принимаем (в2+ж)=2,68.

23 стр., 11483 слов

Новые транспортные двигатели

... процесса в двигателе с целью обеспечения максимальной полноты сгорания топлива на всех рабочих режимах. Новые транспортные двигатели, разработанные к ... элементе. Тем не менее электролиз воды довольно перспективен, и ему наверняка найдут применение. Во-первых, можно ... количестве, как природные так и попутные газы, газы нефтепереработки и газы гидрирования. При конверсии газообразных углеводородов с ...

1.6 Показатель политропы сжатия

Значение параметров процесса сжатия определяется термодинамическими параметрами рабочей смеси в начале сжатия, степени сжатия и характера теплообмена, интенсивность и направление которого и должен отражать показатель политропы сжатия. В начале процесса сжатия температура смеси ниже температуры поверхностей стенок и температура смеси повышается как за счет сжатия, так и в результате подвода теплоты от стенок поэтому n1>к. Затем температуры стенок и рабочей смеси постепенно выравниваются (n1=к), а при дальнейшем сжатии температура смеси больше температуры стенок, происходит теплоотдача в стенки цилиндров и камеры сгорания (n1<к).

Здесь к — показатель адиабаты, к=1,41.

Таким образом, значение n1 в процессе сжатия является переменным, зависит от характера теплообмена с учетом принятой системы охлаждения, частоты вращения, следовательно, времени в течение которого происходит теплообмен, конструктивных особенностей двигателя и теплопроводности материала поршня, головки цилиндров и гильзы, в расчете принимаем его среднее значение с учетом всех выше перечисленных факторов. При расчётах рабочего цикла двигателя с полной нагрузкой и при максимальной частоте вращения предварительные его значения принимают n1 = 1,35…1,38,принимаем n1 =1,36.

1.7 Показатель политропы расширения

Значение термодинамических параметров рабочего тела в процессе расширения также определяется на основе аналитических зависимостей политропного процесса с постоянным показателем n2. Его значение, также как и значение показателя политропы сжатия, определяется характером протекания теплообмена в процессе расширения. Предварительное его значение принимаем на основе собственных соображений в пределах n2=1,23…1,28,принимаем n2=1,25

1.8 Коэффициент использования теплоты

Значение коэффициента использования теплоты учитывает эффективность использования теплоты на участке сгорания. Его конкретные значения близко отражают долю теплоты, которая активно расходуется на повышение температуры рабочего тела и совершение работы. На основе опытных данных его значение при работе двигателя с полной нагрузкой изменяются в пределах: для карбюраторных двигателей жz=0,85…0,9.Принимаем жz=0,875.

1.9 Коэффициент степени повышения давления

Значение коэффициента степени повышения давления л=Рz/Рс принимается для ограничения максимальных значений давления в рабочем цикле для двигателей с искровым зажиганием эта величина определяется в прцессе расчёта.

1.10 Коэффициент скругления индикаторной диаграммы

Расчет максимальных значений температуры и давления рабочего цикла в двигателях с искровым зажиганием, со сгоранием смеси и подводом теплоты при V=const, дает несколько завышенные значения, по сравнению с получаемыми при экспериментальных исследованиях. В реальном двигателе процесс сгорания занимает некоторый промежуток времени (30…50)оп.к.в. и захватывает часть процесса расширения. Поэтому максимальное значение давления и температуры смещены обычно на (15…20)оп.к.в. после ВМТ и имеют более низкие значения. В связи с этим при построении индикаторной диаграммы и определения действительного значения Pzд вводим поправочный коэффициент снижения максимального давления Pzд = 0,85 Pzmax.

Все другие значения исходных данных: ход поршня двигателя прототипа — Snn, отношение радиуса кривошипа к длине шатуна — l, отношение хода поршня к диаметру цилиндра Sп/Dц проектируемого двигателя, номинальная мощность — Ne кВт, частота вращения n мин-1 и число цилиндров выбираем и заносим в таблицу исходных данных на основе технической характеристики двигателя прототипа и полученного задания на проектирование двигателя.

1.11 Степень сжатия двигателя

Для обеспечения нормальной работы двигателя, октановому числу бензина должно соответствовать и определенное значение степени сжатия. Для конструируемого двигатель, эксплуатируемом на бензине марки АИ-93, выбираю степень сжатия 6,7.

Таблица 1 Исходные данные к тепловому расчету

Наименование параметров.

Обозначения

Ед. изм

Численное значение

1

2

3

4

1.Давление окружающей среды

P0

Мпа

0,1004

2.Температура окружающей среды

T0

K

298

3.Содержание углерода в топливе

С

0,846

4.Содержание водорода в топливе

Н

0,154

5.Содержение кислорода в топливе

От

0.0

6.Теплотворная способность топлива

HU

кДж/кг

43930

7.Молекулярная масса топлива

мТ

кг/кмоль

115

8.Коэффициент отношения водорода и окиси углерода в продуктах сгорания

К

0,5

9.Универсальная газовая постоянная

мR

кДж/кмоль*К

8,314

10.Газовая постоянная воздуха

R

Дж/кг*К

287

11.Степень подогрева заряда

ДT

К

10

12.Давление газов на выпуске

Рг

МПа

0,1175

13.Температура газов на выпуске

Тг

К

950

14.Суммарный коэффициент сопротивл-ения впускной системы

(в2+ж)

2,68

15.Показатель политропы сжатия

n1

1,36

16.Покозатель политропы расширения

n2

1,25

17.Коэффициент использования теплоты

жZ

0,87

18.Степень повышения давления

л

4,048

19.Коэффициент скругления индикаторной диаграммы

цД

0,96

20.Ход поршня прототипа

Snn

м

0,08

21.Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

л (R/L)

0,28

22.Степень сжатия

е

6,7

23.Коэффициент избытка воздуха

б

1,0

24.Отношение хода поршня к диаметру цилиндра

S/D

1,05

25.Эффективная мощность двигателя

Ne

КВт

80

26.Номинальная частота вращения

n

мин-1

3800

27.Число цилиндров

i

8

2 . Тепловой расчет параметров и оценочных показателей рабочего цикла двигателя

2.1 Расчет параметров рабочего цикла теплового двигателя

2.1.1 Расчет процесса впуска

Протекание газообмена в цилиндре двигателя включает удаление из цилиндра отработавших газов и наполнение его свежим зарядом. Задачей расчета процесса газообмена является определение следующих конечных его параметров.

1)Давление и температура заряда в начале сжатия — ра,Та;

2)коэффициент остаточных газов — гr,

3)коэффициент наполнения — зv.

Для определения их значений в начале определим:

Плотность воздуха окружающей среды

(кг/м3);

Среднюю скорость смеси (воздуха) на впуске в сечении клапана из уравнения с учетом диаметра цилиндра, хода поршня прототипа

(м/с);

  • где Sпп — ход поршня для двигателя, рекомендуемого прототипа;
  • n — заданная частота вращения коленчатого вала, мин -1.

Скорость смеси должна составлять 50-90 м/с.

В расчетах принимаем скорость смеси Wсм= 70м/с за счет конструктивных изменений впускной системы.

Тогда давление в процессе впуска и к началу такта сжатия — Ра равно

Коэффициент остаточных газов — гr характеризует качество очистки цилиндра, и содержание остаточных газов в рабочей смеси. Определяем из соотношения

;

  • где Тr, Pr, — соответственно температура и давление остаточных газов, К и МПа;
  • е — степень сжатия двигателя;
  • ДТ — степень подогрева смеси на впуске, К;
  • Т0 — температура окружающей среды.

Температура рабочей смеси в конце впуска несколько возрастает за счет подогрева от стенок впускного трубопровода, цилиндра, камеры сгорания и при перемешивании с горячими остаточными газами. Ее значение определяется из зависимости:

( К).

Основным оценочным показателем совершенства организации процесса газообмена является коэффициент наполнения цилиндра определяем его значения из выражения:

2.1.2 Расчет процесса сжатия

Основное назначение процесса сжатия — повышение термодинамических параметров состояния рабочей смеси и ее концентрация в небольшом по геометрическим размерам ограниченном объеме камеры сгорания перед воспламенением. Процесс сжатия смеси в двигателе происходит при движении поршня от HMT к ВМТ. Носит политропный характер с переменным показателем политропного процесса n1=1,3766.

Значения давления Pс и температуры Тс в конце сжатия определяем из соотношения зависимостей термодинамических параметров для политропного процесса:

  • МПа;

К.

Значения для карбюраторных двигателей:

сс=(0,9…1,6),Мпа

Тс=(550…750),К

2.1.3 Определение состава, количества и физико-технических характеристик рабочей смеси и продуктов сгорания

Определим теоретическое количества воздуха необходимое для обеспечения полного сгорания одного кг топлива:

В килограммах:

;

  • где От — содержание кислорода в составе топлива;
  • С — содержание углерода в составе одного кг топлива;
  • Н — содержание водорода в составе одного кг топлива.

В киломолях:

В зависимости от типа двигателя и режима работы количество поступающего воздуха на каждый 1 кг топлива может быть меньше или больше. Отношение этого действительного количества воздуха lдк теоретически необходимому для обеспечения полного сгорания топлива l0, определяет состав рабочей смеси и оценивается коэффициентом избытка воздуха — б. Его значение для проектируемого двигателя определено заданием. Тогда количество свежей смеси М1 при использовании одного кг топлива для карбюраторных двигателей составит:

;

  • где мT- молекулярная масса топлива.

Теплоту, которая выделяется при полном сгорании 1 кг топлива без учета конденсации водяного пара в продуктах сгорания, принимаем согласно исходным данным — Hu.

В карбюраторных двигателях, при работе двигателя на обогащённых смесях, при б<1.0, происходит не полное сгорание топлива. Недогорание носит химический характер в результате недостатка воздуха и кислорода содержащегося в смеси.

Количество выделившейся теплоты, в том числе с учётом химического недогорания смеси, при сгорании смеси равно:

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия и в интервале температур (0…1500)оС принимается равной:

;

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия при б?1 равна:

;

Среднюю мольную теплоемкость рабочей смеси определим из выражения:

Температура tс — выражает температуру в конце сжатия в градусах Цельсия.

2.1.4 Расчет состава и количества продуктов сгорания

Состав и количество продуктов сгорания зависит от состава исходных продуктов рабочей смеси и от коэффициента избытка воздуха. При полном сгорании топлива б?1, в состав продуктов сгорания входят как продукты сгорания углекислый газ СО2 и вода Н2О -, так и составляющие исходной смеси избыточный кислород — О2 и инертный газ -N2.

При б?1:

где

В процессе сгорания и химических преобразований происходит изменение количества молей рабочей смеси:

кмоль.

Относительное изменение объема сгоревшей смеси характеризует коэффициент молекулярного изменения:

Относительное изменение объема при сгорании рабочей смеси, с учетом содержания остаточных газов, оценивается действительным коэффициентом молекулярного изменения рабочей смеси

2.1.5 Процесс сгорания

Сгорание смеси является основным физическим процессом рабочего цикла двигателя. Первая часть, выделившейся при сгорании, используется на повышение внутренней энергии и совершение работы. Вторая часть передается в стенки камеры сгорания, и днище поршня. Доля активной теплоты учитывается коэффициентом активного использования теплоты zz и практически приравнивается к максимальному значению коэффициента активного тепловыделения.

Значения термодинамических параметров в характерных точках цикла Рz и Тz определяем на основе первого закона термодинамики.

;

Для рабочего цикла двигателей с искровым зажиганием уравнение выглядит следующим образом:

;

Применительно к реальному циклу для двигателей с искровым зажиганием уравнение сгорания принимает вид:

где — средняя изохорная мольная теплоемкость газовой смеси с составом продуктов сгорания после окисления топлива:

где — средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания.

Средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания в диапазоне температур от 1500 до 2800оС с достаточной степенью точности могут быть вычислены по эмпирическим зависимостям:

;

После выполнения математических операций получим выражение вида:

Тогда максимальная температура рабочей смеси в цикле определим из зависимости:

Максимальное давление цикла для двигателя с искровым зажиганием определяем как:

МПа

Степень повышения давления

Действительное значение максимального давления

МПа.

Значения Рz и Тz должны находиться в пределах;

Тz=2400…2900 К

Рz= 3,5…7,5 Мпа

2.1.6 Процесс расширения

Процесс расширения в рабочем цикле представляется как основной этап, где происходит превращение тепловой энергии в механическую работу. На его начальном участке +20…30оп.к.в. после ВМТ продолжается интенсивный процесс подвода теплоты. В то время, большая разность температурного состояния рабочего тела и окружающей среды совершает процесс в условиях расширения. В начале расширения продолжается интенсивное сгорание топлива. Одновременно, с учетом больших скоростей движения газов и большой разности температур стенки цилиндропоршневой группы обеспечивают присутствие процесса интенсивного теплообмена. Таким образом, процесс расширения носит явно выраженный политропный характер. Значение показателя политропы предварительно принимаем при выборе исходных данных и уточняем в расчете процесса расширения. С учетом статистических данных и особенностей проектируемого двигателя в пределах n2=1,23…1,28. Принимаю n2=1,25.

Исходя из термодинамических параметров при политропном процессе, давление и температуру в конце расширения определим по формулам:

  • МПа;

К.

Правильность выбора значения температуры и давления остаточных газов оценивается сравнением пряных значений и полуученых расчётным путем, по величине Тк:

(32)

Расхождение принятого значения Тr не должно превышать 6%.

Ориентировочные значения температуры и давления конца расширения:

Для двигателей с искровым зажиганием

Тв=1200…1700, К

Рв=0,35…0,6, МПа

2.2 Определение индикаторных показателей рабочего цикла двигателя

Степень совершенства организации и эффективности рабочего цикла двигателя по превращению тепловой энергии в механическую работу оценивается расчетным определением индикаторных показателей, механических потерь, эффективных показателей рабочего цикла и основных размеров проектируемого двигателя.

Среднее индикаторное давление — Рicp как показатель качества и совершенства организации рабочего цикла определяет работу, которая совершается или совершалась бы одним литром (ед. объема) рабочего объема. Физически, среднее индикаторное давление — это условное среднее давление, которое действовало бы на поршень двигателя на протяжении всего процесса расширения, и при этом совершалась бы та индикаторная работа, что и при переменном расчетном значении давления.

Среднее индикаторное давление определяем из выражения:

С учетом скругления индикаторной диаграммы действительное среднее индикаторное давление определим из выражения:

МПа.

Индикаторный КПД — характеризует степень использования теплоты топлива и долю ее превращения в индикаторную работу:

Индикаторный удельный расход топлива:

2.3 Определение механических потерь при совершении рабочего цикла

К механическим потерям относятся потери на преодоление сопротивлений сил трения, привод вспомогательных механизмов, газообмен, привод компрессора, масляного насоса, водяного насоса, генератора, прерывателя-распределителя. Для различных типов двигателей величина потерь среднего индикаторного давления приравнивается величине среднего давления механических потерь. Оно определяется из следующего соотношения:

  • МПа;
  • где м/с — средняя скорость поршня;
  • n — номинальная частота вращения согласно задания;
  • Sп — ход поршня ранее принятый по прототипу, в метрах.

2.4 Эффективные показатели рабочего цикла для проектируемого двигателя

Среднее эффективное давление:

МПа.

Механический КПД:

Эффективный КПД определяет долю общей теплоты, использованной в рабочем процессе на совершение полезной работы на валу двигателя:

Эффективный удельный расход топлива определяется для оценки экономичности работы двигателя и определяет количество топлива, которое расходуется на воспроизведение одного кВт часа энергии:

;

С учетом конструктивных особенностей двигателя и совершенства организации рабочего цикла значение индикаторных и эффективных показателей могут изменяться в следующих пределах:

Показатели рабочего цикла двигателя для карбюраторного двигателя:

Эффективный расход топлива 250…325

Эффективный КПД 0,25…0,33

Индикаторный расход топлива 235…320

Индикаторный КПД давление 0,32…0,4

Среднее индикаторное давление 0,8…1,4

2.5 Определение геометрических размеров цилиндра и кривошипно-шатунной группы двигателя

Согласно назначенного значения эффективной мощности, заданной частоты вращения и полученных значений эффективных показателей рабочего цикла определим необходимый общий рабочий литраж двигателя:

м3;

и рабочий объем одного цилиндра:

л.

Определившись с рабочим объемом цилиндра, определим его диаметр, с учетом заданного соотношения хода поршня к диаметру цилиндра S/D:

мм;

соответственно отношению (S/D), ход поршня будет равен:

мм;

  • После определения размеров диаметра цилиндра и хода поршня уточняем окончательные значения рабочего литража двигателя, эффективной мощности, крутящего момента и часового расхода топлива.

Общий рабочий литраж:

л.

Эффективная мощность:

кВт.

Эффективный крутящий момент:

Часовой расход топлива двигателем:

кг/ч.

Средняя скорость поршня:

м/с.

2.6 Тепловой баланс рабочего цикла двигателя

Для оценки качества организации цикла в целом, определения эффективности использования и распределения тепловой энергии при анализе рабочего цикла проектируемого двигателя необходимо определить отдельные составляющие теплового баланса с учётом влияния различных факторов, характеризующих условия эксплуатации (скоростной режим, степень загрузки, состав смеси, условия окружающей среды).

К основным составляющим теплового баланса относятся

где — общее количество теплоты, введённое в двигатель с топливом;

  • теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя;
  • теплота, отданная в систему охлаждения;
  • теплота, выводимая с отработавшими газами;
  • не выделившаяся теплота в результате неполного сгорания топлива;
  • теплота, передаваемая в систему смазки;
  • остаточные потери, не учтенные составляющими теплового баланса.

Составляющие теплового баланса определяем в процентах от всей подведённой теплоты в рабочем цикле из следующих зависимостей:

1) Общее количество теплоты, подведённой за единицу времени -1с

(кДж)

2) Теплота, эквивалентная эффективной работе за единицу времени -1с

(кДж)

3) Теплота, передаваемая охлаждающей среде

где с-коэффициент пропорциональности для четырёхтактных двс=0,5;

  • Dц — диаметр цилиндра, в см;
  • m — показатель степени = 0,65.

4) Теплота, унесённая с отработавшими газами

5) Теплота, не выделившаяся из-за химического не догорания топлива

6) Неучтённые потери теплоты

Qост=Qo-(Qe+Qохл+Qг+Qнс)=311,964-(82,048+96,661+64,944+0)= 68,311(кДж).

Таблица 2 Результаты теплового баланса

Составляющие теплового баланса

Q, Дж/с

q, %

Теплота, эквивалентная эффективной работе

82,048

26,3

Теплота, передаваемая охлаждающей среде

96,661

30,984

Теплота, унесённая с отработавшими газами

64,944

20,82

Теплота, потерянная из-за химического не догорания топлива

0

0

Неучтённые потери теплоты

68,31

21,896

Общее количество теплоты, введённой в объём цилиндра двигателя с топливом

311,964

100

2.7 Расчёт и построение индикаторной диаграммы

Для графического построения рабочего цикла проектируемого двигателя необходимо построить его индикаторную диаграмму в координатах Р-V (давление-объем).

Индикаторную диаграмму строим на миллиметровой бумаге формата А4 (298х210).

Для этого необходимо определиться с размерами отрезков ОВ — представляемого полный объем цилиндра на оси абсцисс и отрезка OZ’ — выражаемого максимальное давление цикла. Отрезок ОВ представляет полный объем цилиндра и состоит из 2-х частей.

82+14,38=96,38 мм.

Отрезок АВ принимаем равным ходу поршня, что отражает рабочий объем цилиндра в масштабе 1:1.

Отрезок ОА — представляет объем камеры сгорания, его значение определяем из соотношения:

мм;

  • где е — степень сжатия.

Отрезок OZ’ — выражающий максимальное давление, определим из соотношения:

мм;

  • где µр=0,04 — масштаб индикаторной диаграммы по давлению. При этом соотношении OZ/АВ находится в пределах 1,6…1,8 (для наглядности представленной диаграммы).

Таким образом, определяем значения отрезков АВ, ОА, ОВ и OZ’ по оси абсцисс откладываем отрезки ОА и АВ.

Из точек О, А и В — проводим три вертикальные линии. Вертикальная линия из точки О — представляет собой ось ординаты по давлению, линия из точки А — выражает объем цилиндра (камеры сгорания) при положении поршня в ВМТ, точка В и вертикальная линия выражает полный объем цилиндра и положение поршня соответствующее НМТ.

Построив основные линии рабочего цикла двигателя, откладываем значения давления в характерных точках ВМТ и НМТ. Для этого необходимо определить их значения в миллиметрах из соотношений:

  • мм;мм;
  • мм;
  • мм;

мм.

По точке атмосферного давления Р0/мp проводим горизонтальную линию параллельно оси абсцисс.

Точки “с”, “z” и “r” откладываем на вертикальной линии ВМТ (точка А), точки “а” и “в” откладываем на вертикальной линии НМТ (точка В).

Методика построения индикаторной диаграммы аналитическим путем заключается в следующем. Из уравнений политропы сжатия и политропы расширения вычисляется ряд промежуточных точек текущего давления.

Промежуточные значения давления для политропы сжатия в МПа определим по выражению:

и в миллиметрах:

где Pсх- искомое текущее давление в процессе сжатия в МПа или мм. Текущее отношение объемов Va/Vx=OB/OХ принимаем с шагом 8,89 мм (восемь промежуточных точек) в пределах от 1 до значения степени сжатия.

Аналогично для политропы расширения:

и

Отношение ОВ/ОХ, изменяется в интервале 1 до степени сжатия. Шаг и значения отношений ОВ/ОХ, при текущем значении ОХ, при построении политропы расширения оставляем такими же, что и при построении политропы сжатия.

Таблица 3 Результаты расчётов для построения индикаторной диаграммы

Pcx,Мпа

Рвх,Мпа

Pcx,мм

Рвх,мм

96,38

1

1

1

0,0944

0,471

2,36

11,775

90

1,070889

1,097621

1,089383

0,103615

0,513099

2,590386

12,82748

80

1,20475

1,288308

1,26218

0,121616

0,594487

3,040408

14,86217

70

1,376857

1,544859

1,491458

0,145835

0,702477

3,645868

17,56192

60

1,606333

1,905182

1,8084

0,179849

0,851757

4,49623

21,29391

55

1,752364

2,144514

2,016185

0,202442

0,949623

5,061054

23,74057

50

1,9276

2,44131

2,271282

0,23046

1,069774

5,761493

26,74435

40

2,4095

3,306897

3,001986

0,312171

1,413935

7,804276

35,34839

30

3,212667

4,89032

4,301125

0,461646

2,02583

11,54116

50,64575

20

4,819

8,488314

7,139966

0,801297

3,362924

20,03242

84,0731

14,38

6,702364

13,29444

10,78413

1,254995

5,079324

31,37488

126,9831

Значения промежуточных точек давления в МПа (Рсх, Рвх) или в мм выносим на поле индикаторной диаграммы и соединяем, плавной кривой а-с и кривой z-b. Принимаем, что процессы впуска и выпуска протекают при постоянном давлении, соответственно Ра и Pr. Линии политропы расширения z-b, давления выпуска Рr и политропы сжатия соединяем плавными округляющими линиями.

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчётов. Фазы газораспределения необходимо установить с учётом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения до зарядки в пределах, принятых в расчёте. В связи с этим начало открытия впускнова клапана (точка r) устанавливается за 26 до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка a) — через 71 после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b) принимается за 52 до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а) — через 35 после прохода поршнем в.м.т. Угол опережения зажигания принимается равным 20, а продолжительность периода задержки воспламенения — 1 = 8. Данные углы взяты по справочным данным прототипа двигателя. В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r, a, a, c, f и b по формулам для перемещения поршня

Положение точек z/ и z Ѕ определяются из выражения:

Положение точки ZД смещаем по оси абсцисс от ВМТ на (10…15)0п.к.в., что составляет 1,5 — 2,0 мм (вправо).

Положение точки , определяет угол предварительного открытия выпускного клапана до НМТ. Точку откладываем на половине расстояния между точками “a” и “b” на вертикальной линии с точки В. Закроется выпускной клапан в точке а, с некоторым запаздыванием после ВМТ. Впускной клапан открывается до прихода поршня к ВМТ в точке , и закроется после прохода поршнем НМТ, в точке .

Моменты открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов подбираются экспериментально, поэтому при расчете индикаторной диаграммы фазы газораспределения необходимо брать по прототипу.

r’ — опережение открытия впускного клапана;

  • а’ — запаздывание закрытия впускного клапана;
  • с’ — угол опережения зажигания.

Соединяя плавными кривыми характерные точки r’, r, а’, а, а», с’, с», Zд, b’, b», через промежуточные расчетные точки политропы сжатия и политропы расширения получаем скругленную индикаторную диаграмму.

3. Кинематика и динамика кшм

3.1 Общие сведения к расчету динамических сил в элементах энергетической установки

Основным звеном энергетической установки предназначенной для транспортной техники является кривошипно-шатунного механизм. Его основной задачей является превращение прямолинейного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Условия работы элементов кривошипно-шатунного механизма характеризуются широким диапазоном и высокой частотой повторения знакопеременных нагрузок в зависимости от положения поршня, характера происходящих процессов внутри цилиндра и частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Расчет кинематики и определение динамических сил, возникающих в кривошипно-шатунном механизме, выполняем для заданного номинального режима, с учетом полученных результатов теплового расчета и ранее принятых конструктивных параметров прототипа. Результаты кинематического и динамического расчета будут использоваться для расчета на прочность и определения конкретных конструктивных параметров или размеров основных узлов и деталей двигателя.

Основной задачей кинематического расчета является определение перемещения, скорости и ускорения элементов кривошипно-шатунного механизма.

Задачей динамического расчета является определение и анализ сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме.

Угловую скорость вращения коленчатого вала принимаем постоянной, в соответствии с заданной частотой вращения.

В расчете рассматриваются нагрузки от сил давления газов и от сил инерции движущихся масс.

Текущие значения силы давления газов определяем на основе результатов расчета давлений в характерных точках рабочего цикла после построения и развертки индикаторной диаграммы в координатах по углу поворота коленчатого вала.

Силы инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма делят на силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Pj и силы инерции вращающихся масс KR.

Силы инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма определяем с учетом размеров цилиндра, конструктивных особенностей КШМ и масс его деталей.

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяем эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Все детали КШМ по характеру их движения делятся на три группы:

1) Детали, совершающие возвратно-поступательное движения. К ним относим массу поршня, массу поршневых колец, массу поршневого пальца и считаем сосредоточенной на оси поршневого пальца — mn.;

2) Детали, совершающие вращательное движение. Массу таких деталей заменяем общей массой, приведенной к радиусу кривошипа Rкp, и обозначаем mк. В нее входит масса шатунной шейки mшш и приведенная масса щек кривошипа mщ, сосредоточенная на оси шатунной шейки;

3) Детали, совершающие сложное плоскопараллельное движение (шатунная группа).

Для упрощения расчетов ее заменяем системой 2-х статически замещающих разнесенных масс: массы шатунной группы, сосредоточенной на оси поршневого пальца — mшп и массы шатунной группы, отнесенной и сосредоточенной на оси шатунной шейки коленчатого вала — mшк.

При этом:

mшn+ mшк= mш,

Для большинства существующих конструкций автомобильных двигателей принимают:

mшn = (0,2…0,3)

  • mш;

mшк = (0,8…0,7)

  • mш.

Таким образом, систему масс КШМ замещаем системой 2-х сконцентрированных масс:

Масса в точке А — совершающая возвратно-поступательное движение

mj = mn + mшn

и масса в точке В, совершающая вращательное движение

mR = mk + mшк

Значения mn, mш и mк определяются, исходя из существующих конструкций и конструктивных удельных масс поршня, шатуна и колена кривошипа, отнесенных к единице поверхности диаметра цилиндра.

Таблица 4 Удельные конструктивные массы элементов КШМ

Параметры

Формула

Расчётное значение

Конструктивная масса поршневой группы (кг/м2)

Конструктивная масса шатуна (кг/м2)

Конструктивная масса колена кривошипа (кг/м2) — вал стальной

250

Площадь поршня равна

м2;

Для начала выполнения кинематического и динамического расчёта необходимо принять значения конструктивных удельных масс элементов кривошипно — шатунного механизма из таблицы

Принимаем:

= 100 кг/м2

= 130 кг/м2

= 250 кг/м2

С учётом принятых значений определяем реальные значения массы отдельных элементов кривошипно — шатунного механизма

Масса поршня кг,

Масса шатуна кг,

Масса колена кривошипа кг

Общая масса элементов КШМ совершающих возвратно — поступательное движение будет равна

кг,

Общая масса элементов совершающих вращательное движение с учётом приведения и распределения массы шатуна равна

кг.

Таблица 5 Исходные данные к расчету КШМ

Наименование Параметров

Обозначения

Единицы измерения

Численные значения

1. Частота вращения коленвала

n

мин -1

3800

2. Число цилиндров

i

8

3. Радиус кривошипа

Rкр

м

0,041

4. Диаметр цилиндра

м

0,078

5. Отношение Rкр/Lш

л

0,28

6. Давление в конце впуска

Pa

МПа

0,0944

7. Давление окружающей среды

Po

МПа

0,1004

8. Давление выпуска отработавших газов

Рr

МПа

0,1175

9. Максимальное давление цикла

Pz

МПа

5.081

10. Давление в конце расширения

Pb

МПа

0,471

11. Начальный угол расчета

ц0

0п.к.в.

0

12. Конечный угол расчета

цk

0п.к.в.

720

13. Шаг расчета

0п.к.в.

10

14. Конструктивная масса поршневой группы

кг/м2

100

15. Конструктивная масса шатунной группы

кг/м2

130

16. Конструктивная масса кривошипа

кг/м2

250

17. Масса поршня

кг

0.477

18. Масса шатуна

кг

0,62

19. Масса колена кривошипа

кг

1,1925

20. Общая масса возвратно — поступательно движущихся элементов

кг

0,6475

21. Общая масса вращающихся элементов КШМ

кг

2,0915

3.2 Расчетно-графическое определение динамических сил в элементах и сопряжениях КШМ

В реальных условиях основными силами, воздействующими на элементы КШМ, являются силы инерции движущихся масс и силы давления газов в рабочем объёме цилиндра при совершении рабочего цикла. Их совместное воздействие определяет суммарную силу и её производные, действующие в определённых точках КШМ.

Реальная сила давления в объёме камеры цилиндра ДPr определится как разность абсолютного давления в объёме камеры цилиндра Pr и противодавления в объёме картере двигателя. Давление в объёме картера с достаточной точностью можно принять равным абсолютному давлению окружающей среды Ро. Тогда текущее значение давления и нагрузки от газовых сил действующих на поршень определяем из соотношения:

  • где Р0 — давление окружающей среды в картере;
  • Рг — текущее значение абсолютного давления газа в рабочем объёме цилиндра двигателя; его значение принимаем из массива исходных данных по индикаторной диаграмме после ее построения и развертывания по углу поворота коленчатого вала.

Для того чтобы развернуть и получить исходную информацию о давлении газов на поршень внутри цилиндра, на миллиметровой бумаге формата Al в левом верхнем углу строим индикаторную диаграмму в координатах Р-V.

Отступив 10-15мм вниз от оси абсцисс, где представлена индикаторная диаграмма, параллельно переносим отрезок хода поршня АВ, на горизонтальную ось полуокружности с диаметром равным рабочему ходу поршня

Точки А и В соответствуют положению поршня в ВМТ и НМТ на индикаторной диаграмме. Разделяем участок АВ пополам и строим полуокружность с центром в точке О.

Делим полуокружность на шесть равных частей через 30 градусов п. к. в. и соединяем полученные точки с центром точки 0 лучами 0-1, 0-2, 0-3, 0-4, 0-5, 0-6, 0-7.

В связи с тем, что шатун совершает сложное плоско-параллельное движение, текущее перемещение положения точки В (см. расчетную схему) на линии окружности радиуса кривошипа не всегда будет соответствовать прямолинейному перемещению поршня. Объём перемещения над поршнем будет дополнительно несколько увеличен за счёт отклонения нижней части шатуна при вращении по окружности радиуса кривошипа. Таким образом, при развертывании индикаторной диаграммы представленной в координатах Р-V, давление и объем занимаемый рабочим газом в цилиндре и теперь представляемые в координатах по углу поворота коленчатого вала не будет соответствовать действительному. Для исключения ошибки, при развертывании индикаторной диаграммы вводится поправка Брикса. Ее максимальное значение определяется из соотношения:

мм.

Определив ее значение, откладываем в правую сторону от точки О и обозначаем точкой О1. После этого с нового центра — точки O1 проводим лучи параллельные лучам 0-1, 0-2, 0-3, …0-7 и обозначаем полученные точки пересечения с окружностью 1`,2`,3`,4`,5`,6`,7` и соответственно лучи 0-1`, 0-2`, 0-3`, 0-4`, 0-5`, 0-6` и 0-7`

Полученные точки на полуокружности со штрихом — 1′, 2′, 3’…7′ теперь будут отражать действительные значения давления и объёмов на индикаторной диаграмме соответствующим значениям угла поворота коленчатого вала. Их положение и значение объёмов можно принимать как действительные для определённого значения угла поворота коленчатого вала при построении индикаторной диаграммы в координатах P-ц.

Дальнейшая процедура перестройки индикаторной диаграммы давления газовых сил на поршень заключается в следующем. Продолжаем горизонтальную линию значения атмосферного давления Ро вправо. Отступив от рисунка индикаторной диаграммы 15-20 мм, обозначаем точкой «О» на линии атмосферного давления начало координат Р-ц. Принимаем нанесенную линию атмосферного давления за горизонтальную ось индикаторной диаграммы в координатах Р-ц, графика изменения давления по углу поворота коленчатого вала. Для этого через каждые 15 мм по горизонтальной оси наносим шкалу значений угла поворота коленчатого вала от нуля «0» через 30 градусов п.к.в. до 720 градусов п. к. в.; что соответствует двум оборотам коленчатого вала от ВМТ и длительности рабочего цикла.

После нанесения осей индикаторной диаграммы переходим к переносу точек и значений давления из индикаторной диаграммы представленной в координатах Р-V в координаты Р-ц. Для этого, поочередно начиная с точки 1′ и далее 2′, 3′, 4′, …7′, проводим вертикальные линии вверх до пересечения с линией давления на индикаторной диаграмме в координатах Р-V и переносим их значения по горизонтали до пересечения с вертикальными линиями соответствующих значений угла поворота коленчатого вала. Из точки 1′ вверх проводим прямую линию до пересечения с кривой линией индикаторной диаграммы в координатах Р-V. С точки их пересечения проводим горизонтальную линию до ординаты соответствующей нулю градусов п. к. в., в координатах Р-ц. Далее из точки 2′, соответствующей 10оп.к.в., из точки 3′, соответствующей 20оп.к.в., и т.д. переходим к следующим точкам до значения 720о п.к.в. и переносим значения давления соответствующие определенному положению коленчатого вала по углу его поворота. Соединив плавной линией полученные точки изменения давления, соответствующие каждому значению угла поворота коленчатого вала, получим развернутую индикаторную диаграмму удельных газовых сил действующих на поршень по углу поворота коленчатого вала за рабочий цикл от 0оп.к.в. до 720оп.к.в..

Для определения численных значений газовых сил действующих на поршень, определяем путем расчетов или прямым измерением значения ординаты ДРг, для каждого положения поршня и угла поворота коленчатого вала, на поле индикаторной диаграммы в координатах Р-ц. Значения определяются расчётным путём или прямым измерением от линии атмосферного давления, горизонтальная линия оси абсцисс координат Р-ц, до линии отражающей изменение давления газов по индикаторной диаграмме.

Полученные значения в мм заносим в массив результатов измерений ординат ДРг в мм, как исходных для определения численного значения ДРг в МПа и суммарной силы, приложенной к оси поршневого пальца КШМ.

Таблица 6 Результаты измерений ординат ДРг

ц0 п.к.в

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

Yi

0,42

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

ц0 п.к.в

100

110

120

130

140

150

160

170

180

190

Yi

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

-0,16

ц0 п.к.в

200

210

220

230

240

250

260

270

280

290

Yi

-0,16

-0,16

-0,12

-0,1

-0,05

0

0,05

2

2,5

3

ц0 п.к.в

300

310

320

330

340

350

360

370

380

390

Yi

5,5

7,5

11

15

19

24,5

32,5

102,5

102,5

72

ц0 п.к.в

400

410

420

430

440

450

460

470

480

490

Yi

54,5

42

32

25,5

21

18

15,5

13

11,5

10

ц0 п.к.в

500

510

520

530

540

550

560

570

580

590

Yi

9

8,5

7

5,5

4,5

3,2

1,5

1,1

0,42

0,42

ц0 п.к.в

600

610

620

630

640

650

660

670

680

690

Yi

0,42

0,42

0,42

0,42

0,42

0,42

0,42

0,42

0,42

0,42

Численное значение удельной газовой силы действующей на каждый момент положения коленчатого вала (при 100) определится как произведение

где Yi — текущее значение ординаты давления для каждого положения коленчатого вала через 30оп.к.в., принимаем из массива измерений ординат исходных данных, в мм.

mр — масштаб давления газов, МПа/мм.

Второй основной силой, является удельная сила инерции — Рj, для возвратно-поступательно движущихся масс — её значение определяем по зависимости:

Значение выражения остается постоянным для заданного расчетного режима по частоте вращения коленчатого вала щ=const.

Суммарная удельная сила РУ, приложенная в центре поршневого пальца механизма, равна для каждого данного угла поворота кривошипа сумме удельных сил давления газов ?Рr и сил инерции Рj:

РУ (ц) = ?Рr (ц) + Рj(ц)

Суммарная удельная сила РУ, приложенная к оси поршневого пальца, раскладывается на две составляющие силы:

  • боковую силу N, действующую в направлении стенки цилиндра …