Строков В.Л. Тепловой и динамич расчет двигателя
advertisement
В. Л. Строков ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Волгоград 2005 Федеральное агентство по образованию Волгоградский государственный технический университет Волжский политехнический институт (филиал) ВолгГТУ В. Л. Строков ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Учебное пособие РПК «Политехник» Волгоград 2005 1 УДК 621.43.01 : 628 113/114 (075.8) Р е ц е н з е н т ы: Волжский институт строительства и технологий, кандидат технических наук, профессор Богданов В.И. Волжский филиал Московского энергетического института, кандидат технических наук, доцент Маликов Е.А. Строков В. Л. Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания: Учебное пособие / ВолгГТУ.- Волгоград, 2005. - 48 с. ISBN 5-230 – 04505 – 2 Рекомендуется для использования в учебном процессе по дисциплине «Двигатели внутреннего сгорания» студентам специальности 150200 (190601) «Автомобили и автомобильное хозяйство» для полной, сокращенной и заочной форм обучения. Ил. 5. Табл. 7. Библиогр.: 3 назв. Печатается по решению редакционно-издательского Волгоградского государственного технического университета. совета ISBN 5-230 – 04505 – 2 © Волгоградский государственный технический университет, 2005 2 СОДЕРЖАНИЕ Введение……………………………………………………………………... 4 Задание на курсовую работу и проектирование. Объем проекта…………5 Содержание курсовой работы и проекта…………………………………...6 1. Тепловой расчет…………………………………………………………. 6 2. Пример теплового расчета бензинового двигателя……………………. 7 3. Пример теплового расчета дизеля………………………………………. 19 4. Построение индикаторных диаграмм…………………………………… 29 5. Динамический расчет……………………………………………………. 33 Литература………………………………………………………………….. 44 3 Введение Общие положения. Выполнение курсовой работы и проекта позволяет приобрести определенный навык в решении теоретических и конструкторских вопросов, существенно закрепляет и углубляет знания, полученные при изучении внутреннего сгорания», соответствующих «Энергетические курсов: установки «Двигатели транспортных средств». Выполнение проекта требует также мобилизации тех знаний, которые получены при изучении общетехнических дисциплин, таких как: «Инженерная графика», «Теоретическая механика», «Сопромат», «Материаловедение» и другие. Курсовой проект – это большая самостоятельная работа, способствующая формированию студента как специалиста, способного решать сложные технические задачи. В связи с этим, работа над ним должна вестись систематически с полной отдачей творческих способностей и сил. Задание выдается студенту после окончания первой части курса «Энергетические установки транспортных средств». Завершается работа над проектом после изучения курса лекций по конструкции и расчету двигателей. Курсовая работа включает: тепловой и динамический расчеты двигателей, расчет на прочность 2-3 деталей и графическую часть, включающую построение индикаторной диаграммы в Р-V и Р-φ координатах и графики динамического расчета. Объем графической части – 1 лист формата А-1 миллиметровой бумаги. Расчетная часть 30 – 35 страниц рукописного текста на формате писчей бумаги А-1. Курсовой проект к объему курсовой работы дополняет поперечный и продольные разрезы, рабочие чертежи 3-4 деталей двигателя, что 4 составляет 3-4 листа формата А-1 чертежной бумаги. Чертежи выполняются карандашом. Общий объем курсового проекта составляет 4-5 листов формата А-4 графического материала и 35-40 страниц расчетно-пояснительной записки. Задание на курсовую работу и проектирование. Объем проекта На курсовую работу или проект каждый студент получает индивидуальное, конкретное задание. К заданию может быть приложен эскиз (ксерокопия) поперечного и продольного разрезов двигателя, который должен быть принят в качестве прототипа при конструктивной разработке проекта. В задании указывается: 1) тип двигателя; 2) число цилиндров (i); 3) вид охлаждения (возд. или жидк.); 4) максимальная эффективная мощность и частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая этой мощности (Ne; ne); 5) степень сжатия ( ): 6) отношение хода поршня к диаметру цилиндра (S/D); 7) воздушно-топливное отношение (коэффициент избытка воздуха - α); 8) вид смесеобразования дизеля. (Пункты 6, 7, 8 могут быть выбраны студентами в случае отсутствия их в задании). Оформление рачетно-пояснительной записки и графического материала осуществляется в соответствии с требованиями нормативно-технической и конструкторской документации. 5 Содержание курсовой работы и проекта 1. Тепловой расчет 1.1. На основании литературных источников и статистических данных выбрать и обосновать необходимые и дополнительные параметры для проведения теплового расчета двигателя. 1.2. Произвести тепловой расчет цикла по заданным условиям. Определить значения давления и температуры для характерных точек индикаторной диаграммы. Рассчитать индикаторные и эффективные показатели работы двигателя. 1.3. По полученным показателям определить рабочий объем одного цилиндра. 1.4. Определить диаметр цилиндра и ход поршня. Определить среднюю скорость поршня, она не должна быть более 10 м/с для дизеля и 14…16 м/с для бензинового двигателя. 1.5. Для принятых значений диаметра и хода поршня подсчитать литраж двигателя и максимальную мощность, которая должна быть на 3..5 % больше заданной. 1.6. Задавшись отношением х R 1 1 ... , lш 3,2 4,2 определить длину шатуна lш.. 1.7. По полученным данным теплового расчета построить индикаторную диаграмму двигателя. Индикаторная диаграмма вычерчивается со скруглениями и нанесением на нее точек начала и конца действия клапанов и момента зажигания (впрыск топлива). Для этого задаются диаграммой фаз газораспределения на основании сопоставления исходных и расчетных данных с данными аналогичных конструкций двигателей. 6 Среднее индикаторное давление, полученное планиметрированием построенной диаграммы, не должно отличаться от его значений, полученных расчетом, более чем на 0,025 МПа. Диаграмма выполняется карандашом в левом верхнем углу миллиметровой бумаги. 2. Пример теплового расчета бензинового двигателя При выполнении теплового расчета следует соблюдать особую аккуратность и точность, так как ошибка в расчете одного параметра или показателя влечет за собой искажение всего расчета. В связи с этим рекомендуется основные параметры теплового расчета регулярно сопоставлять с аналогичными параметрами существующих прогрессивных двигателей соответствующего назначения и типа. Задание. Спроектировать (рассчитать) 4-тактный бензиновый двигатель жидкостного охлаждения, исходя из следующих данных: Номинальная мощность Nе = 73,53 кВт (100л.с.); Частота вращения коленчатого вала двигателя n = 3600 мин-1; Степень сжатия ε = 7,2; Коэффициент избытка воздуха α = 0,9; Число цилиндров i = 6 Р; Отношение хода поршня к диаметру цилиндров S/D = 0,95. 2.1. Выбор дополнительных данных 1) Давление окружающей среды: Р0 0,1МПа 2) Температура окружающей среды 7 Т0 = 300 0К 3) Давление остаточных газов Рr = 0,12 МПа, [Рr = (1,1…1,25) Р0] (В квадратных скобках даны интервалы изменения параметра). Выбираем для низкооборотных двигателей ближе к нижнему пределу, высокооборотных – к верхнему. 4) Температура остаточных газов Тr = 10500 К, [Тr = 900…10500К] Для высокооборотных – ближе к верхнему пределу. 5) Температура свежей смеси в момент поступления ее в цилиндр Т 0/ Т 0/ t 300 20 320 0 K Принимаем подогрев свежего заряда t 20 C 0 6) Показатель политропы сжатия n1 [ΔТ = 10…200С]. и политропы расширения n2 принимаются с учетом скоростного режима или по статистическим данным n1 1,41 100 ; n n2 1,22 [ n1 1,3...1,38 ]; 7) Коэффициент 130 ; n [ n2 1,23...1,3 ]; активного выделения тепла 0,9 , [ 0,85...0,9 ]. 8) Давление газов в цилиндре в конце впуска Ра = 0,085 МПа, [Ра = (0,8…0,9) Р0]. 9) Низшая теплотворная способность бензина Ни [1кал = 4,1868 Дж] . 8 = 10500 ккал/кг 2.2. Определение параметров конца впуска 1) Коэффициент остаточных газов ост Т 0/ Pr 0,077; Т r Pa Pr [0,06…0,10]. 2) Определение температуры газов в цилиндре в конце впуска Т 0/ ост Т r Та 3820 К 1 ocт [350…3900 К] . 3) Коэффициент наполнения V где Pa T0 0,79; 1 P0 Ta 1 ост [0,75…0,85], - коэффициент дозарядки [1,05…1,1] . 2.3. Определение параметров конца сжатия 1) Давление газов в цилиндре в конце сжатия Рс Ра п1 1,24 МПа; [1,0…1,5 МПа] . 2) Температура газов в цилиндре в конце сжатия Т с Т а п1 1 779 0 К ; [650…7800 К] . 2.4. Состав бензина: С Расчет рабочего тепла = 0,855; Н = 0,145; О2 = 0. Молекулярная масса бензина μ = 110…120. 1) Определение теоретически необходимого количества воздуха для полного сгорания 1 кг топлива 9 l0 1 8 1 8 кг возд. / кг топлива , C 8 H O2 0,855 8 0,145 0 14,95 0,23 3 0,23 3 где 0,23 – массовая доля кислорода в воздухе; В молях 0 1 С Н О 1 0,855 0,145 кг возд. 0 0,5119 / кг топлива, 0,21 12 4 32 0,21 12 4 где 0,21 – объемная доля кислорода в воздухе. 2) Определение количества горючей смеси перед сгоранием в кг G1 1 l0 1 0,9 14,95 14,46 кг. 3) Количество горючей смеси в молях М1 1 1 L0 0,9 0,5119 0,4700 кмоль. МТ 115 4) Определение продуктов сгорания при α При неполном сгорании (α компоненты газов: СО; Для случая α<1 < 1) = 0,9. топлива выделяются следующие СО2; Н2; Н2О и N2. принимаем К = 0,5, (К – отношение числа молей водорода и окиси углерода. При α > 1- К = ∞ ). 4.1) Число молей СО в продуктах сгорания 1 1 0,9 М СО 0,42 L0 0,42 0,512 0,01432 кмоль 1 К 1 0,5 / кг; 4.2) Число молей СО2 в продуктах сгорания: М СО 2 С 0,855 М СО 0,143 0,0570 12 12 кмоль / кг; 4.3) Число молей Н2 в продуктах сгорания: М Н 2 М СО К 0,01432 0,5 0,0072 4.4) Число молей Н2О в продуктах сгорания: 10 кмоль / кг; М Н 2О Н 0,145 М Н2 0,0072 0,0653 2 2 кмоль / кг; 4.5) Число молей N2 в продуктах сгорания: М N 2 0,79 L0 0,79 0,9 0,512 0,364 кмоль / кг. 5) Суммарное количество продуктов сгорания: М 2 М СО М СО2 М Н 2 М Н 2 О М N 2 = 0,5078 кмоль / кг. 6) Определение потери низшей теплотворности бензина для случая α < 1 из-за недостатка воздуха: Н и 28650 1 L0 28650 1 0,9 0,512 1467 кмоль / кг 7) Определение химического коэффициента молекулярного изменения: 0 8) М 2 0,5078 1,078 . М1 0,470 Определение действительного коэффициента молекулярного изменения: 2.5. 0 ост 1,078 0,077 1,07 1 ост 1 0,077 Определение параметров конца сгорания Уравнение сгорания для бензиновых двигателей имеет вид: Н и Н и U c ост U с// U Z// . М 1 1 ост 1 ост Для удобства определения внутренних энергий 1 кмоля свежей смеси и продуктов сгорания для различных значений α построены графики 11 U = f (t) в интервале температур 300…8000 С и 1900…25000 С (рис. 2.1; 2.2). Для упрощения расчета теплоемкость свежей смеси принята равной теплоемкости воздуха. Значения внутренних энергий воздуха и продуктов сгорания для бензина при различных α интервале температур от 00 и для дизельного топлива при α = 1 в С до 25000 С представлены в таблице 2.1. Для данного двигателя tс = Тс – 273 = 779 – 273 =5060 С. Из графиков (рис. 2.1) для α = 0,9 имеем: внутренняя энергия 1 кмоля свежей смеси при температуре сжатия tс =5060 С. Uc = 2635 ккал / кмоль. // То же продуктов сгорания при tс =5060 С – U с 2889 кмоль / кг; обозначим ее через «А», тогда левая часть уравнения сгорания: Н и Н и U c ост U с// 0,9 10500 1467 А 18505 М1 1 ост 1 ост 0,476 1 0,077 ккал / кмоль. При выполнении курсового проекта студент должен построить графики, аналогичные рис. 2.1. и 2.2. для интервалов температур, рассчитанных для его варианта. Следовательно U Z// // где U Z A 18505 17300 1,07 ккал / кмоль, – внутренняя энергия продуктов сгорания при температуре сгорания ТZ. Значение максимальной температуры сгорания tZ в 0 С определим из графика U Z f t (рис. 2.2) для α // = 0,9. 12 Таблица 2.1. Внутренняя энергия воздуха и продуктов сгорания при различных температурах Температура 0 С 0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 Внутренняя энергия продуктов сгорания ккал / кмоль Дизельное Бензин Бензин Бензин топливо α=1 α = 0,9 α = 0,8 α=1 0 0 0 0 538 526 522 538 1093 1083 1071 1094 1668 1651 1632 1670 2265 2241 2211 2265 2883 2851 2810 2890 3522 3481 3429 3530 4182 4131 4068 4200 4860 4800 4724 4870 5555 5483 5394 5550 6264 6181 6079 6280 6985 6892 6777 7000 7720 7616 7487 7740 8465 8349 8206 8480 9219 9088 8935 9240 9954 9839 9673 10000 10751 10597 10416 10750 11528 11362 11167 11550 12309 12131 11923 12300 13097 12907 12685 13120 13889 13687 13451 13900 14686 14472 14222 14700 15488 15262 14998 15520 16291 16053 15775 16310 17098 16848 16557 17100 17907 17606 17341 17920 13 Внутренняя энергия воздуха ккал / кмоль 0 498 1002 1520 2052 2601 3166 3746 4340 4946 5561 6186 6820 7461 8109 8763 9421 10080 10750 11420 12100 12780 13460 14140 14830 15520 U, ккал/кмоль 5000 α=1 α = 0,9 α = 0,8 4000 Продукты сгорания 3000 Воздух 2000 1000 300 400 500 600 700 800 t0 C Рис. 2.1. Значения внутренней энергии воздуха и продуктов сгорания для различных α в интервале температур t = 300…8000 С. (Данный график получен из таблицы 2.1.) 14 U, ккал/кмоль 16000 Продукты сгорания α=1 15000 α = 0,9 α = 0,8 14000 13000 Воздух 12000 11000 α=1 α = 0,9 α = 0,8 1900 2000 2200 2400 2500 t0 C Рис. 2.2. Значение внутренней энергии воздуха и продуктов сгорания для различных α в интервале температур t = 300…8000 С. (Данный график получен из таблицы 2.1.) 15 // Величине U Z 17300 ккал / кмоль соответствует температура сгорания tZ = 24570 С, тогда ТZ = tZ + 273 = 2457 + 273 = 2730 0 К; [ТZ = 2400…2730 0 К]. Расчетное давление сгорания: РZ TZ 2730 1,07 1,24 4,65 МПа. TC 779 Степень повышения давления: РZ 4,65 3,75 , РС 1,24 Максимальное давление цикла с учетом скругления индикаторной диаграммы РZ диагр. РZ диагр. 0,85 РZ 0,85 4,65 3,96МПа. 2.6. Расчет параметров расширения PZ Р ; b 1) Давление конца расширения: n2 0,35...0,5мПА , TZ 0 T ; b 2) Температура конца расширения: n2 1 1400...1800 K , 3) Среднее индикаторное расчетное давление цикла: Pa n1 PiP 1 Действительное 1 1 1 1 n2 1 1 n1 1 ; n2 1 n1 1 среднее индикаторное давление с учетом коэффициента скругления индикаторной диаграммы. Pi ckp Pi p ; ckp 0,92...0,97 , 16 Pi 0,8...1,2 мПа . 2.7. Основные показатели цикла M 1 Pi T0 1 , 985 0,28...0,35 . i 1) Индикаторный КПД: H P ; i и V 0 2) Расход топлива на один индикаторный кВт. час: 860 10 3 gi H u i ; g i 230...290 г кВт .ч . 3) Доля индикаторного давления, затраченного на трение и привод вспомогательных агрегатов (насосы, генератор и т.д.): Р м А В С п/ , где А и В – коэффициенты, зависящие от отношения хода поршня к диаметру цилиндра (S / D): при S при S /D ≤1 /D>1 А = 0,04; А = 0,05; В = 0,0135; В = 0,0155; С п/ - средняя скорость поршня, м/с , [Сп = 9…12 м/с, для высокооборотных двигателей при n > 4000мин –1 принимаем Сп ≥ 12 м/с] . Среднее эффективное давление цикла Ре = Рi – Рм; [Ре = 0,6…0,95 МПа.] ; Р е 4) Механический КПД: м Рi ; [ м = 0,75…0,82] . 5) Эффективный КПД: e i M ; [ e = 0,23…0,29]. 6) Удельный эффективный расход топлива: 860 10 3 ge ; g e 280...350 г . H u e кВт .ч 17 Основные размеры цилиндра 2.8. 1) Рабочий объем одного цилиндра Vh 661,76 N e Pe n i . 2) Диаметр зеркала цилиндра: Dц 3 Vh 0,785 S Dц . 3) Ход поршня S S Dц D . ц Окончательно принимаем исходя из конструктивного удобства округлением до целых чисел. S п С 4) Скорость (средняя) поршня: п 30 10 3 . Скорость Сп не должна отличатся от выбранной более чем на 5...10 %, в противном случае необходимо заново пересчитать эффективные показатели. %ошибки 5) Литраж двигателя Сп Сп/ 100 < (5…10 %). Сп Vл 0,785 Dц2 S i . 6) Эффективная мощность N emax Pe Vh n 122,4 . N e max N i 7) Индикаторная мощность M . 18 8) Литровая мощность N л N emax . Vл 9) Эффективный крутящий момент Ме = 5266 · N emax n , Н·М. Мe М i 10 ) Индикаторный крутящий момент м . 3. Пример теплового расчета дизеля Как и при тепловом расчете бензинового двигателя в данном расчете следует соблюдать особую аккуратность и точность для того, чтобы не допустить искажения показателей работы двигателя. Рекомендуется также основные параметры, расчеты регулярно сопоставлять с аналогичными параметрами существующих прогрессивных двигателей. Задание. Спроектировать 4-тактный автомобильный двигатель жидкостного охлаждения, исходя из следующих данных: тип двигателя – дизель; число цилиндров – 8 (рядный или V – образный); номинальная мощность N e = 110 кВт; частота вращения коленчатого вала п степень сжатия ε = 3000мин -1; = 16,5; коэффициент избытка воздуха α = 1,35; отношение хода поршня к диаметру цилиндра S / D = 0,9; вид смесеобразования – с непосредственным впрыском топлива; топливо – дизельное, состав С = 0,87; Н = 0,126; О2 = 0,004; низшая теплотворная способность Ни 19 = 10000 ккал / кг. 3.1. Выбор некоторых дополнительных данных 1) Давление окружающей среды Р0 = 0,1 МПа; 2) Температура окружающего воздуха Т0 3) Давление остаточных газов Рr = 3000 К; = 0,12 МПа; 4) Температура остаточных газов Тr = 8500 К [Тr =700…9000 К]; 5) Температура воздуха в момент поступления его в цилиндр Т 0/ = Т0 +ΔТ = 300 + 30 = 3300 К; [ΔТ = 20…400]. 6) Показатели политроп сжатия п1 и расширения п2. Принимается с учетом скоростного режима: [п1 = 1,28…1,4]; п1 = 1,38; [п2 = 1,18…1,28]; п2 = 1,23. 7) Коэффициент активного выделения тепла ξ = 0,78; [ξ = 0,7…0,85]. 8) Давление газов в цилиндре в конце такта всасывания (впуска) Ра = 0,089 МПа, [Ра =( 0,85…0,95) Ро] . Для быстроходных дизелей принимают нижний предел. 3.2. Определение параметров впуска 1) Коэффициент остаточных газов ост Т 0 Т Pr Р а Рr Тr ост 0,03...0,06 20 0,035 , . 2) Температура конца впуска Та Т 0 ост Т r 357 0 K , 1 ост Т а 340...3600 K . 3) Коэффициент наполнения hV где Pa To 0,874 , 1 Po Ta 1 ост - коэффициент дозарядки, 0,8...0,9 1,05...1,10 . 3.3. Определение параметров сжатия Давление конца сжатия Рс Ра п1 4,3МПа , Рс 3,5...5,0МПа . Температура конца сжатия Т с Т а п1 1 1035 0 К , 3.4. 1) Теоретически Т с 850...1050 0 К . Расчет рабочего тепла необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг дизельного топлива l0 1 8 кг.воздуха 1 8 C 8H O2 0,87 8 0,126 0,004 14,35 0,23 3 кг.топлива 0,23 3 или в молях Lo , 1 C H O 1 0,87 0,126 0,004 кмоль 0,495 . 0,21 12 4 32 0,21 12 4 32 кг 21 2) Суммарное количество воздуха М 1 Z 0 1,35 0,495 0,667 кмоль , кг 3) Суммарное количество продуктов сгорания продуктов сгорания при α М2 будет состоять из = 1 и избыточного воздуха, не участвующего в сгорании М 2 1 С Н 0,79 L0 0,87 0,126 0,79 1 0,495 0,527 кмоль . 12 2 12 кг 2 Избыточное количество свежего воздуха М изб.в. 1 L0 1,35 1 0,495 0,173 кмоль кг , Суммарное количество продуктов сгорания М 2 М 2 1 М изб.в. 0,527 0,173 0,700 кмоль кг . Химический коэффициент молекулярного изменения 0 М2 0,700 1,051 . М1 0,627 Действительный коэффициент молекулярного изменения 3.5. М 2 ост М 1 1,045 . М 1 1 ост Определение параметров сгорания Уравнение сгорания для дизельного двигателя имеет следующий вид: Ни U c ост U C// 1,985 Т С U Z// 1,985 TZ , М 1 1 ост 1 ост где 1,4...2,0 - степень повышения давления. 22 Для предкамерных и вихрекамерных дизелей принимается ближе к нижнему пределу, а для двигателей с непосредственным впрыском ближе к верхнему пределу. По диаграмме U = f (t) интервале температур значений внутренней энергии газов в 300…9000 С (рис. 2.1.) находим графически для температуры сжатия tС = ТС – 273 = 1035 – 273 = 7260 С ккал внутреннюю энергию 1 кмоля воздуха UC = 4113 кмоль и внутреннюю энергию 1 кмоля продуктов сгорания для дизельного топлива при α U // C 1 4615 ккал кмоль = 1,0 , Внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания при температуре сжатия tС включает в себя внутреннюю энергию продуктов сгорания при α = 1,0 и внутреннюю энергию избыточного воздуха. т. е. где r M 2 1 U C// U C// 1 М 2 1 М2 rM 2 1 U C rизб.в озд. , 0,527 0,753 –относительное 0,700 количество продуктов сгорания, при α = 1,0 в 1 кмоле продуктов сгорания при α = 1,35; rизб.в озд. М изб.в озд. 0,173 0,247 – относительное количество М2 0,700 избыточного воздуха в 1 кмоле продуктов сгорания. Тогда внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания при температуре сжатия tС 23 ккал . кмоль U C// 4615 0,753 4113 0,247 4495 Величиной задаемся, пусть = 1,8. Тогда сумма всех членов, стоящих в левой части уравнения сгорания Ни U c ост U C// 0,78 10000 1,985 Т С М 1 1 ост 1 ост 0,667 1 0,035 4113 0,035 4495 ккал 1,985 1,8 1035 19130 . 1 0,035 кмоль // Отсюда U Z 1,985 TZ 19130 . кмоль ккал Так как 1,045 , то U Z// 1,985TZ 18300 // Величина U Z является функцией ккал . кмоль температуры сгорания и теплоемкости, поэтому последнее уравнение можно решить методом подбора, пользуясь таблицей 2.1 или рис. 2.2 в интервале температур tZ = 1800…21000 С. Зададимся величиной tZ этой температуры. =20000С Учитывая, что U Z U Z // // 1 и найдем rM 2 13900 0,753 12100 0,247 13455 1 U Z// 1 и U U // Z 1 для U Z rизб.в озд. ккал кмоль , тогда U Z// 1,985TZ 13455 1,985 2000 273 17965 Величины Z ккал . кмоль и U Z воздуха берутся из таблицы 2.1 для соответствующих задаваемых величин температур. 24 Полученный результат меньше, чем необходимо, поэтому задаемся температурой tZ = 21000 С. Тогда: U Z// 14700 0,753 12780 0,247 14220 ккал . кмоль ккал . кмоль ккал Так как правая часть уравнения сгорания равна 18300 и она кмоль // В этом случае: U Z 1,985TZ 14220 1,985 2100 273 18940 меньше, чем 18940 ккал , то очевидно, что искомая температура кмоль находится между 20000 и 21000 С. Для этого строим график (рис. 3.1) и искомую температуру определяем графическим путем. Из графика видно, что tZ = 20340 С. Тогда температура конца сгорания TZ t Z 273 2034 273 2307 0 К . Максимальное давление сгорания: РZ РС 1,8 4,3 7,74 МПа . U Z// 1,985TZ 18000 17500 17000 1900 Рис. 3.1. Зависимость 2000 tZ0 С. U Z// 1,985TZ от температуры tZ0 С. 25 Определение параметров расширения 3.6. 1) Степень предварительного расширения Т z 1,045 2307 1,29 . Тс 1,8 1035 2) Степень последующего расширения 16,5 12,77 . 1,29 3) Давление конца расширения Рb PZ n 2 ; Рb 0,2...0,4 МПа . 4) Температура конца расширения Тb TZ n 2 1 ; Т b 1100...13000 К . 5) Среднее индикаторное расчетное давление цикла n 1 1 1 Pi Pa 1 1 n 1 1 n 41 . 1 n2 1 n1 1 1 P 2 1 6) Среднее индикаторное давление действительного цикла с учетом скругления диаграмм Pi РiP 3.7. ; Pi 0,75...1,05 МПа . Основные показатели цикла 1) Доля индикаторного давления, затраченного на преодоление трения и привод вспомогательных механизмов 26 Pм 0,105 0,012 Сn . Для предкамерных и вихрекамерных дизелей Pм 0,105 0,0135 Сn . 2) Среднее эффективное давление цикла Pе Рi Рм ; Pе 00,55...0,80 МПа . 3) Механический КПД м Ре Рi ; м 0,7...0,82 . 4) Удельный индикаторный расход топлива g i 1985 где ρ0 – плотность заряда на впуске, кг 0 hV Pi l0 , / м3, Р0 10 4 0 R0 T0 ; R0 29,27 ккал кг гр ; l0 – теоретически необходимое количество воздуха (в кг) для сгорания 1 кг топлива. 465 10 3 5) Индикаторный КПД i g H ; i u 0,40...0,48 . gi g 6) Удельный эффективный расход топлива e ; м 7) Эффективный КПД е i м ; 27 235...255 . 0,32...0,40 . 3.8. Основные размеры двигателя 1) Расчетный объем одного цилиндра Vn 123 N e Pe n i . 2) Диаметр зеркала цилиндра Dц Vh 3 0,785 S . Dц 3) Ход поршня S Dц S Dц . Окончательно принимаем диаметр цилиндра и ход поршня, округлив до целого стандартного числа. При расхождении между ранее принятой величиной Сп и полученной при проверке более чем на 5…10 %, необходимо пересчитать эффективные параметры двигателя. 4) Рабочий объем всех цилиндров Vл 0,785 Dц S i . 2 Pe Vл n N 5) Эффективная мощность двигателя emax 122,4 . N emax N i 6) Индикаторная мощность дизеля м . N emax N л 7) Литровая мощность Vл . 28 8) Эффективный и индикаторный крутящие моменты двигателя Ме 9754 N emax Мi 4. , Н м; Мe м . Построение индикаторных диаграмм 4.1. Построение индикаторной диаграммы бензинового двигателя При построении индикаторной диаграммы ее масштабы выбирают так, чтобы высота диаграммы была равна 1,2…1,5 ее основания (рис. 4.1). Для этого на оси абсцисс откладываем отрезок АВ, соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня S. Тогда величина, соответствующая объему камеры сгорания, определяется из соотношения: АВ . 1 Масштабы давлений и хода поршня рекомендуется выбирать ОА m p 0,02...0,025 m p 0,04 МПа - для бензинового двигателя; мм МПа - для дизелей; мм мм при S 120...130 мм ; мм мм m S 1,5 при S 80...120 мм ; мм мм m S 2,0 при S 80 мм . мм mS 1 29 По данным теплового расчета на диаграмме откладываем в масштабе величины давлений в характерных точках. Построение линий политроп сжатия и расширения осуществляется графическим способом Брауэра, который заключается в следующем. α = 15…200 по Из начала координат проводим луч ОС под углом часовой стрелке (вниз) от оси абсцисс, а лучи ОД и ОЕ под углом β1 и β2 от оси ординат влево против часовой стрелки. Углы β1 и β2 определяются из соотношений: n1 n 2 tg 1 1 tg 1 ; tg 2 1 tg 1 . Политропа сжатия строится следующим образом. Из точки проводится горизонталь до пересечения с осью ординат. Из этой точки пересечения проводится линия под углом 450 к ординате (вертикали) до пересечения с лучом ОД. Из точки пересечения проводится горизонталь (параллельная оси абсцисс) (рис. 4.1.). Затем из точки С опускается вертикаль до пересечения с лучом ОС, а из точки пересечения проводится линия под углом 45 линии до пересечения с осью абсцисс. Из 0 к вертикальной последней точки восстанавливается вторая вертикальная линия до пересечения со второй горизонтальной линией. Полученная точка пересечения принадлежит политропе сжатия. Следующая точка политропа находится аналогично, но за исходную принимается предыдущая (только что найденная точка политропы сжатия). 30 Рис. 4.1. Индикаторная диаграмма двигателя Политропа расширения строится аналогично построению линии сжатия, но с помощью лучей ОС и ОЕ, а за начало линии расширения принимается точка Z. Полученная диаграмма а с z в а является теоретической индикаторной диаграммой, из которой расчетное индикаторное давление определяется по выражению 31 РiP f aczba m p , МПа , AB где fаczba – площадь диаграммы в мм2; m p - масштаб давлений. Значение значению Рi P , полученное по этой формуле, должно быть равно РiP , полученному в результате теплового расчета. а/ c/ с// z/ b/ b// a/ Действительная индикаторная диаграмма отличается от теоретической, так как в реальном двигателе за счет опережения зажигания рабочая смесь воспламеняется до прихода поршня в в.м.т. и повышает давление в конце процесса сжатия. Процесс видимого сгорания происходит при постоянно изменяющемся объеме. Действительное давление конца видимого сгорания Pz / 0,85 Pz . Открытие выпускного клапана до прихода поршня в в.м.т. снижает давление в конце расширения и при положении поршня в в.м.т. имеют место процессы выпуска и наполнения цилиндра. Положение точки С/ зависит от угла опережения зажигания, а положение точки С// ориентировочно определяется выражением Pc // (1,15...1,25) Pc / . Расстояние точки z/ от оси ординат определяется жесткостью работы двигателя и находится в пределах 10…150 поворота кривошипа от в.м.т. Положение точки в/ определяет угол предварения выпуска, а точку в// обычно располагают между расчетными точками «в» и «а». 32 По индикаторной диаграмме для проверки теплового расчета определяются среднее индикаторное давление Рi и среднее давление насосных потерь Рi Рi f a / c / c // z / в / в // a / AB mp ; Рi f arв // a AB mp . 4.2. Построение индикаторной диаграммы дизеля Индикаторная диаграмма 4-тактного дизеля строится аналогично построению индикаторной диаграммы бензинового двигателя. Различие в построении заключается в том, что политрона расширения дизеля строится не из точки z, а из точки z/ . Положение точки z/ определяется степенью предварительного расширения . Отрезок zz/ =ОА·( -1), мм. 5. Динамический расчет Основной задачей динамического расчета является определение сил, действующих в кривошипно – шатунном механизме проектируемого двигателя. 5.1. Построение индикаторной диаграммы в Р – φ координатах 1) Скругленную индикаторную диаграмму, построенную по результатам теплового расчета двигателя, необходимо перестроить из 33 Р – V координат в Р – φ координаты, где φ – угол поворота коленчатого вала. Перестроение выполняют методом Брикса с учетом поправки на длину шатуна R S 2 R2 или S 2 lш , где R – радиус кривошипа, lш – длина шатуна. Перестроенная диаграмма представляет собой диаграмму избыточных сил давления газов в цилиндре. За начало отсчета принимается точка r. На отрезке АВ, проведенном параллельно оси абсцисс индикаторной диаграммы, описывается полуокружность радиусом R с центром О. Затем через 20…300 из этого центра проводятся лучи (радиусы). От центра точки центра О/ О вправо откладывается величина S , и из полученной проводятся лучи, параллельные радиусам, проведенным из О. Из точек пересечения этих лучей с полуокружностью возводятся вертикали до пересечения с линиями индикаторной диаграммы (рис. 5.1.). Измеряются отрезки вертикалей от атмосферной линии до линий индикаторной диаграммы и переносятся на соответствующие углы поворота на абсциссу полученные точки φ диаграммы в Р – обводятся плавной φ координатах. Затем кривой, которая будет характеризовать избыточное давление в цилиндре за все четыре цикла. В случае необходимости на отдельных участках находят давления газов в промежуточных точках между лучами, проведенными из точки О/ . 34 Рис. 5.1. Графики динамического расчета 2) Руководствуясь найденными размерами Dц, S, R и lш и пользуясь статистическими данными и соотношениями размеров прототипов, делают эскиз кривошипного механизма двигателя с прикидкой основных размеров поршня, шатуна и коленчатого вала с целью определения величины движущихся масс поршня mп и шатуна mш, а также исходя из mi, выбранных конструктивных масс этих деталей. Веса поршневого комплекта и верхней головки шатуна необходимо принимать согласно таблице 5.1, в которой приведены данные некоторых двигателей. Массу возвратно – поступательно движущихся частей кривошипно – шатунного механизма можно определить по выражению Gn Gш/ mi g где g , = 9,81 м/с2 . Таблица 5.1. Массы поршней и шатунов автомобильных и тракторных двигателей, отнесенные к площади поршня Удельная масса, кг/м2 (г/см2) Карбюраторные Поршни из алюминиевого сплава 100…150 Поршни из чугунного сплава 120…280 Шатуна стального сплава 120…200 (бензиновые) двигатели (10…15) (12…28) (12…20) 200…250 – 300…400 (20…25) – (30…40) 200…300 250…400 350…550 (20…30) (25…40) (35…55) Тип двигателя Автомобильные дизели Тракторные дизели λ 3) Выбирают значение и вычисляют значения сил инерции возвратно – поступательно движущихся масс Рj , пользуясь таблицей 5.2, в которой приведены значения выражения различных значений углов φ cos φ +λ cos 2φ для поворота коленчатого вала. Результаты рекомендуется вносить в сводную таблицу 5.6 динамического расчета. Значение λ выбирают исходя из компоновочной схемы: 1 1 ... 3,6 4,2 . Сила инерции возвратно – поступательно движущихся масс, отнесенная к единице площади поршня (1 см2), определяется по формуле: mi R 2 cos cos 2 , Pi Fn где Fп – площадь поршня, см2; R – радиус кривошипа (R = 0,5 S), м; угловая скорость коленчатого вала, кривошипа к длине шатуна; φ 1 /сек ; λ – ω– отношения радиуса – угол поворота кривошипа. 4) Строят развернутую диаграмму для Рj по углу поворота коленчатого вала и графическим суммированием находят кривую суммарной силы P , приложенной к оси поршневого пальца P Рr Р j . Значения P вносят в сводную таблицу 5.6. 5) Пользуясь таблицами 5.3, 5.4, 5.5 геометрических функций определяют значения боковой, тангенциальной и радиальной сил N P tg ; T P sin cos K P . cos ; cos 37 Таблица 5.2. Значения выражения cos cos 2 для различных λ и λ φ0 Знак пкв φ λ 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 Знак φ0 пкв 0 + 1,312 1,294 1,278 1,263 1,250 1,233 + 360 10 + 1,278 1,261 1,246 1,232 1,220 1,208 + 350 30 + 1,022 1,013 1,005 0,998 0,991 0,985 + 330 60 + 0,344 0,353 0,361 0,368 0,375 0,381 + 300 80 + 0,120 0,103 0,087 0,074 0,061 0,050 - 280 90 - 0,312 0,294 0,278 0,263 0,250 0,283 - 270 100 - 0,467 0,450 0,435 0,421 0,409 0,397 - 260 120 - 0,656 0,647 0,639 0,632 0,625 0,619 - 240 150 - 0,710 0,719 0,727 0,734 0,741 0,747 - 210 170 - 0,691 0,708 0,724 0,737 0,750 0,761 - 190 180 - 0,687 0,706 0,722 0,737 0,750 0,762 - 180 38 Таблица 5.3. Значения выражения tg для различных λ и λ φ0 Знак пкв 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 φ 1 4,0 1 4,2 λ Знак φ0 пкв 0 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 + 360 10 + 0,0545 0,0511 0,0483 0,0457 0,0435 0,0413 - 350 30 + 0,1581 0,1487 0,1403 0,1327 0,1260 0,1198 - 330 60 + 0,2811 0,2634 0,2473 0,2341 0,2218 0,2107 - 300 80 + 0,3233 0,3026 0,2844 0,2683 0,2540 0,2413 - 280 90 + 0,3291 0,3077 0,2891 0,2728 0,2582 0,2453 - 270 100 + 0,3233 0,3026 0,2844 0,2683 0,2540 0,2413 - 260 120 + 0,2811 0,2634 0,2478 0,2341 0,2218 0,2107 - 240 150 + 0,1581 0,1483 0,1403 0,1327 0,1260 0,1198 - 210 170 + 0,0545 0,0511 0,0483 0,0457 0,0435 0,0413 - 190 180 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 - 180 39 Таблица 5.4. Значения выражения sin cos для различных λ и λ φ0 Знак пкв φ λ 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 Знак φ0 пкв 0 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 - 360 10 + 0,227 0,224 0,221 0,219 0,216 0,214 - 350 30 + 0,637 0,629 0,622 0,615 0,609 0,604 - 330 60 + 0,007 0,998 0,990 0,983 0,977 0,971 - 300 80 + 1,041 1,037 1,034 1,031 0,029 1,027 - 280 90 + 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 - 270 100 + 0,929 0,932 0,935 0,938 0,941 0,943 - 260 120 + 0,725 0,734 0,742 0,749 0,755 0,761 - 240 150 + 0,363 0,371 0,379 0,385 0,391 0,396 - 210 170 + 0,120 0,123 0,126 0,129 0,131 0,133 - 190 180 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 - 180 40 Таблица 5.5. Значения выражения cos cos для различных λ и λ φ0 Знак пкв φ λ 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 Знак φ0 пкв 0 + 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 + 360 10 + 0,975 0,976 0,976 0,977 0,977 0,978 + 350 30 + 0,787 0,792 0,796 0,800 0,803 0,806 + 330 60 + 0,257 0,272 0,285 0,297 0,307 0,317 + 300 80 + 0,145 0,124 0,106 0,091 0,091 0,076 - 280 90 - 0,329 0,308 0,289 0,273 0,258 0,245 - 270 100 - 0,492 0,472 0,454 0,438 0,424 0,411 - 260 120 - 0,743 0,728 0,715 0,703 0,692 0,682 - 240 150 - 0,945 0,940 0,936 0,932 0,929 0,926 - 210 170 - 0,994 0,944 0,993 0,993 0,992 0,922 - 190 180 - 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 - 180 Таблица 5.6. Сводная таблица динамического расчета φ0 пкв Рr, кг/см2 00 + 0,2 300 - 0,1 cos cos 2 Рi, P , кг/см2 кг/см2 tg 41 N , кг/см 2 cos cos К кг/см 2 sin cos Т , кг/см2 Строят под развернутой диаграммой на отдельных координатных осях диаграммы N , К и Т как показано на прилагаемом образце первого листа проекта (рис. 5.1). Все силы в данном расчете подсчитываются как удельные силы, отнесенные к 1 см2 площади поршня и строятся в одинаковом масштабе МПа mp , как и для давления газов. мм Пересчет удельных сил в полные силы на данном этапе проекта можно не производить, а ограничиться лишь подсчетом масштаба: M p m p Fn , 6) График изменения mM m p Fn R, МПа мм . тангенциальной МПа мм силы Т в масштабе выражает индикаторный крутящий момент одного цилиндра, поэтому строить специальный график крутящего момента одного цилиндра не следует, достаточно указать масштаб графике изменения силы Диаграмма mM на Т . суммарного индикаторного М момента многоцилиндрового двигателя получается графическим суммированием кривых крутящего момента его цилиндров. При суммировании кривая крутящего момента для одного цилиндра за один цикл делится для двигателя с равномерным чередованием вспышек на i частей, где i – число цилиндров двигателя. Полученные отрезки кривой сдвигают на участок диаграммы, длина которого равна периоду изменения крутящего момента θ0, т.е. 720/ 42 i– для 4-тактных (и 360/ i- для 2-тактных) двигателей, а затем складываются. При выборе кривошипной схемы коленчатого вала следует учитывать то, что равномерное чередование рабочих ходов (вспышек) в однорядных двигателях с числом цилиндров 4-тактных двигателей при условии 720/ i= δ i обеспечивается для , где δ – угол между коленами вала. В V-образных двигателях это достигается в зависимости как от кривошипной схемы коленчатого вала, так и от угла развала между цилиндрами. Если двигатель 8-цилиндровый V-образный с кривошипами, расположенными в 2-х взаимно перпендикулярных плоскостях, то при угле развала γ = 900 и порядке работы 15486372 схема обеспечивает для 4-тактных двигателей равномерное чередование вспышек через θ = 900 . Для шестицилиндрового V-образного двигателя с углом развала цилиндров γ = 900 δ = 1200 равномерное чередование вспышек не обеспечивается. Для и тремя спаренными кривошипами под углом 4-тактных 6 цилиндровых двигателей обычно применяется порядок работы 142536. Пользуясь кривой суммарного индикаторного крутящего момента двигателя, следует определить его среднее значение и сравнить полученное значение со значением, подсчитанным при тепловом расчете. Расхождение не должно быть больше 5 %. М кр Т ср mp Fn R M kpi , где Т ср – среднее значение суммарной тангенциальной силы, мм. 43 ЛИТЕРАТУРА 1. Архангельский В.М.,Вихерт М.М, Воинов А.Н. и др. Под ред. М.С. Ховака. М: Машиностроение, 1977. – 591с. 2. Артамонов М.Д., Морин М.М. Основы теории и конструирования автотракторных двигателей в 2-х частях. М: Высшая школа, 1973. – 136 и 205с. 3. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М: Высшая школа, 2002. – 496с. 44 Вячеслав Лукьянович Строков ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Учебное пособие Редактор Е.М. Марносова Темплан 2005г. поз. № 6 Лицензия ИД №04790 от 18.05.2001 г. Подписано в печать _________. Формат 6084 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная. Усл. печ. л 2,79. Уч.- изд. л. 2,88. Тираж 300 экз. Заказ ______. Волгоградский государственный технический университет. 400131 Волгоград, просп. им. В. И. Ленина, 28. РПК «Политехник» Волгоградского государственного технического университета. 400131 Волгоград, ул.Советская, 35. 45
