Двигатели внутреннего сгорания

1. Задание

Спроектировать (рассчитать) 4-хтактный дизельный вихрекамерный двигатель жидкостного охлаждения исходя из следующих данных:

§ Номинальная мощность (N_e, кВт) — 51 кВт;

§ Частота вращения коленчатого вала двигателя (n, мин^-1) — 4600 мин^-1;

§ Степень сжатия (е) — 23;

§ Коэффициент избытка воздуха (б) — 1,4;

§ Число цилиндров (Э) — 4Р;

§ Отношение хода поршня к диаметру цилиндров S/D=1,06;

Выполнить тепловой расчет двигателя при номинальной мощности, определить основные параметры двигателя и построить индикаторную диаграмму. По значению номинальной мощности и частоте вращения построить внешнюю скоростную характеристику двигателя.

Определить:

1) термодинамические параметры в характерных точках индикаторной диаграммы и построить диаграмму;

2) среднее индикаторное давление расчетным путем и путем планиметрирования площади индикаторной диаграммы;

3) основные размеры (диаметр цилиндра и ход поршня);

4) параметры двигателя при различных скоростных режимах работы и построить внешнюю скоростную характеристику.

2. Расчет ДВС с воспламенением от сжатия

2.1. Выбор и расчет дополнительных данных

1) Давление окружающей среды:

2) Температура окружающей среды

Т₀ = 300 ⁰К

3) Давление остаточных газов

р_r — МПа, [р_r = (1,05…1,25) р₀]

В квадратных скобках даны интервалы изменения параметра, большие значения для высокооборотных дизелей.

4) Температура остаточных газов — Т_r = ⁰ К, [Т_r =600…900К]

5) Температура свежего заряда в момент поступления ее в цилиндр

=300+20=320°К для надувных двигателей

Т_к - 350…400^оК — без ОНВ

Т_к - 350…370^оК — с ОНВ типа вода — воздух

Т_к - 320…350^оК — с ОНВ типа воздух — воздух

Принимаем подогрев свежего заряда

[Дt = -5…20⁰С].

6) Показатель политропы сжатия n₁ и политропы расширения n₂ принимаются с учетом скоростного режима или по статистическим данным

=1,41−100/4600=1,39

=1,22+130/4600=1,25

[]; [];

7) Коэффициент использования теплоты, [].

8) Давление газов в цилиндре в конце впуска

р_а =0.8*0.1=0.08 МПа, [р_а = (0,8…0,9) р₀].

9) Низшая теплотворная способность дизельного топлива Н_и =42,5 МДж/кг

[1 кал = 4,1868 Дж].

2.2 Определение параметров конца впуска

двигатель тепловой дизельный сгорание

1) Коэффициент остаточных газов

[0,03…0,06].

2) Определение температуры газов в цилиндре в конце впуска

[340…360⁰ К].

3) Коэффициент наполнения

[0,8…0,9],

где — коэффициент дозарядки [1,05…1,1].

2.3 Определение параметров конца сжатия

1) Давление газов в цилиндре в конце сжатия

МПа [3,5…5,0 МПа].

Мпа

2) Температура газов в цилиндре в конце сжатия

[850…1050⁰ К].

2.4 Расчет рабочего тепла

Состав дизельного топлива: С = 0,87; Н = 0,126; О₂ = 0,004.

1) Определение теоретически необходимого количества воздуха для полного сгорания 1 кг дизельного топлива

^{кг.возд.}/_кгтоп.,

где 0,23 — массовая доля кислорода в воздухе;

В молях

^{кмоль возд.} / _{кг топлива,}

где 0,21 — объемная доля кислорода в воздухе.

2) Определение количества воздуха в цилиндре перед сгоранием в кмоль/кг

кмоль/кг.

кмоль/кг.

3) Определение суммарного количества продуктов сгорания, кмоль/кг

М₂=С/12+Н/2+(б — 0,208) L₀

М₂=0,87/12+0,126/2+(1,4-0, 208)*0,495=0,725 кмоль/кг

4) Определение химического коэффициента молекулярного изменения:

.

5) Определение действительного коэффициента молекулярного изменения:

2.5 Определение параметров конца сгорания

Уравнение сгорания для дизельных двигателей имеет вид:

где = 20 160 +1,74T_с, (Дж/кмоль· град)

= (20 100+922/б) + (1,6+1,38/б) Т_z, (Дж/кмоль· град).

t_c= (Tc-273); tz_c= (Tz-273); t_c=1145−273=872

Tc=(t_c+273); Tz=(t_z+273).

Подставив выражения теплоемкостей в уравнение сгорания топлива, получим квадратное уравнение относительно Т_z. Решение его имеет вид:

=(0,7*42,5*10⁶)/(0,693*1,03*1,045)=39 666 667

= (20 160+1,74Тс)* t_c=19 316 806

_с=1,986*м· T_z/T_с* T_с=2,08Т_z

39 666 667+19316806+2,08 Т_z=58 983 473+2,08 Т_z

=(20 100+922/б) Т_z=20 758.6+2.59 Т_z

tz_c= (Tz-273)

м=1.045*(20 758.6+2.59 Т_z)*(Т_z-273)=21 314 Т_z-5 922 117+2,71 Т_z²

58 983 473+2,08 Т_z=21 314 Т_z-5 922 117+2,71 Т_z²

2,71 Т_z²+21 312 Т_z-64 905 590=0

А=2,71; В=21 312; С=-64 905 590

=2346К

Расчетное давление сгорания:

=1,045*6,25*(2346/1145)=13,4 МПа,

где л — степень повышения давления определяется из выражения:

л=м· T_z/T_с=1,045*(2346/1145)=2,14

Максимальное давление цикла с учетом скругления индикаторной диаграммы

(МПа)

=0,95*13,4=12,73 МПа

2.6 Расчет параметров расширения

1 Давление конца расширения:

[р_b = 0,25…0,5 МПа]

где д — степень последующего расширения:

д=е/с=23/1=23

с — степень предварительного расширения:

с = =(1,045/2,14)*(2346/1145)=1,0045=1

2 Температура конца расширения:

°К ,

3 Среднее индикаторное расчетное давление цикла:

=0,98

Действительное среднее индикаторное давление с учетом коэффициента скругления индикаторной диаграммы.

; ц_скр=0,92…0,97; [р_i = 0,8…2,0 МПа]

2.7 Основные расчетные показатели цикла

1 Индикаторный КПД:

;

.

2 Расход топлива на один индикаторный кВт. час:

;

г/кВт ч г/кВт ч.

3 Доля индикаторного давления, затраченного на трение и привод вспомогательных агрегатов (насосы, генератор и т. д.) — р_М:

- р_М = 0,089+0,0118 — для дизелей с непосредственным впрыском;

- р_М = 0,103+0,0153 — для предкамерных дизелей;

- р_М = 0,089+0,0135 — для вихрекамерных дизелей

— средняя скорость поршня, ^м/_с,

[С_п = 9…12 ^м/_с, для высокооборотных двигателей при n > 2500 мин —¹ принимаем С_п ? 12 ^м/_с].

Т.к. у нас n>2500 мин^-1, (n=4600), то принимаем С_п ? 12 ^м/_с

р_М=0,089+0,0135*12=0,251

4 Среднее эффективное давление цикла

р_е = р_i — р_м=0,95-0, 251=0,699 [р_е = 0,6…1,5 МПа.];

5 Механический КПД

=0,699/0,8=0,87 [ = 0,7…0,9].

6. Эффективный КПД

=0,43*0,87=0,37 [ = 0,23…0,42].

7. Удельный эффективный расход топлива:

=3600/(42,5*0,37)=229 г/кВт ч.

2.8 Определение диаметра и хода поршня и основных параметров ДВС

1 Литраж двигателя (рабочий объем двигателя), дм³

=(30*4*51)/(0,8*4600)=1,6 дм³, где ф=4

2 Рабочий объем цилиндра, дм³

=1,6/4=0,4

3 Диаметр и ход поршня, мм

= 78; S = (S/D)· D=1,06*78=82,7=83

Полученные значения S и D округляется до целых величин и по ним вычисляются основные показатели двигателя:

3.1) площадь днища поршня, см²

F_п= р· D²/ (4· 10²)=3,14*78²/ (4· 10²)=0,477

3.2) литраж двигателя, л (дм³)

V_h= р· D² · S·i/(4·10⁶)=3,14*78²*83*4/(4·10²)=1,6

3.3) мощность двигателя, кВт

N_e=p_e· V_h·n/(30· ф)=0,699*1,6*4600/(30*4)=42

3.4) индикаторная мощность, кВт

N_i=N_e/з_i=42/0,7=60

3.5) литровая мощность, кВт/л

N_л=N_e/V_h=42/1,6=26,25

3.6) номинальный крутящий момент, Нм

M_Ne=3· 10⁴·N_e/(р·n)= 3· 10⁴*42/(3,14*4600)=87,2

3.7) часовой расход топлива, кг/ч

G_T=N_e· g_e10^-3=42*229*10^-3=9,61

3.8) индикаторный крутящий момент, Нм

М_i =M_e/з_M=87,2/0,87=100

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.

Таблица № 1. Сравнительная таблица параметров

3. Построение индикаторной диаграммы дизельного двигателя

При построении индикаторной диаграммы ее масштабы выбирают так, чтобы высота диаграммы была равна 1,2…1,5 ее основания. 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:

=83/(23−1)=3,77=4

Масштабы давлений и хода поршня рекомендуется выбирать

— для дизелей;

при; при; при .

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. Из начала координат проводим луч ОС под углом б = 15…20⁰ по часовой стрелке (вниз) от оси абсцисс, а лучи ОД и ОЕ под углом в₁ и в₂ от оси ординат влево против часовой стрелки. Углы в₁ и в₂ определяются из соотношений:

в₁=28°

.

в₂=25°

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. 2.1. Построение индикаторной диаграммы ДВС

Затем из точки С опускается вертикаль до пересечения с лучом ОС, а из точки пересечения проводится линия под углом 45 ⁰ к вертикальной линии до пересечения с осью абсцисс. Из последней точки восстанавливается вторая вертикальная линия до пересечения со второй горизонтальной линией. Полученная точка пересечения принадлежит политропе сжатия.

Следующая точка политропы находится аналогично, но за исходную принимается предыдущая (только что найденная точка политропы сжатия).

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

где f_аczba — площадь диаграммы в мм²; - масштаб давлений.

Значение, полученное по этой формуле, должно быть равно значению, полученному в результате теплового расчета.

Действительная индикаторная диаграмма а^/ c^/ с^// z^/ b^/ b^// a^/ 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

.

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

.

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».

По индикаторной диаграмме для проверки теплового расчета определяются среднее индикаторное давление p_i и среднее давление насосных потерь

;

Индикаторная диаграмма 4-х тактного дизеля строится аналогично построению индикаторной диаграммы бензинового двигателя.

Различие в построении заключается в том, что политропа расширения дизеля строится не из точки z, а из точки z^/.

Положение точки z^/ определяется степенью предварительного расширения .

Отрезок zz^/ =ОА· (-1), мм.

4. Расчет и построение скоростной характеристики двигателя

При построении внешних скоростных характеристик вновь проектируемых двигателей используют результаты теплового расчета, проведенного для нескольких режимов работы двигателя с полной нагрузкой.

С достаточной степенью точности внешнюю скоростную характеристику можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для одного режима работы двигателя — режима максимальной мощности, и использования эмпирических зависимостей. Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале:

а) для дизелей от n_min= 300 — 800 мин^-1 до n_Ne, где n_Ne — частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности.

Максимальная частота вращения коленчатого вала ограничивается: условиями качественного протекания рабочего процесса, термическими напряжениями деталей, допустимой величиной инерционных усилий и т. д.

Минимальная — определяется условиями устойчивой работы двигате-ля при полной нагрузке.

Расчетные точки кривой эффективной мощности определяются по следующим эмпирическим зависимостям через каждые 500…1000 мин^-1:

для бензиновых двигателей

; (2.1)

для дизелей с неразделенными камерами сгорания

; (2.2)

для дизелей с предкамерой

; (2.3)

для дизелей с вихревой камерой сгорания

. (2.4)

В формулах (2.1) — (2.4) принято: N_e и n_Ne — номинальная эффективная мощность (кВт) и частота вращения коленчатого вала (мин^-1) при номинальной мощности; N_ex и n_x — эффективная мощность (кВт) и частота вращения коленчатого вала (мин^-1) в искомой точке скоростной характеристики двигателя.

По рассчитанным точкам в масштабе М_N строят кривую эффективной мощности.

Точки кривой эффективного крутящего момента (Нм) определяют по формуле Кривая крутящего момента, построенная в масштабе М_М, выражает также изменение среднего эффективного давления, но в масштабе М_р, (МПа/мм):

Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт ч), в искомой точке скоростной характеристики:

для дизелей с неразделенными к.с.

g_ех = g_еN[1,55 — 1,55n_х/n_N +(n_х/n_N)²],

где g_еN — удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности, г/(кВт ч).

Часовой расход топлива, кг/ч

G_Тх = g_ехN_ex10^-3

По скоростной характеристике определяют коэффициент приспособляемости К, представляющий собой отношение максимального крутящего момента М_{e max} к крутящему моменту М_еN при номинальной мощности:

К= М_{e max}/ М_еN

Этот коэффициент служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки и характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки. Для бензиновых двигателей К= 1,20…1,35; у дизелей кривая крутящего момента протекает более полого и значения коэффициента приспособляемости находятся в пределах К= 1,05… 1,20

Рис. 2.2. Скоростная характеристика карбюраторного ДВС

5. Динамический расчет

Основной задачей динамического расчета является определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме проектируемого двигателя.

Построение индикаторной диаграммы в Р — ц координатах

1) Скругленную индикаторную диаграмму, построенную по результатам теплового расчета двигателя, необходимо перестроить из Р — V координат в Р — ц координаты, где ц — угол поворота коленчатого вала. Перестроение выполняют по методу Брикса с учетом поправки на длину шатуна:

=(41,5*0,25)/2=5,19=5 или ,

где R — радиус кривошипа, l_ш — 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 О вправо откладывается величина и из полученной точки О^/ проводятся лучи, параллельные радиусам, проведенным из центра О. Из точек пересечения этих лучей с полуокружностью возводятся вертикали до пересечения с линиями индикаторной диаграммы.

Измеряются отрезки вертикалей от атмосферной линии до линий индикаторной диаграммы и переносятся на соответствующие углы поворота на абсциссу ц диаграммы в Р — ц координатах. Затем полученные точки обводятся плавной 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^/.

2) Руководствуясь найденными размерами D_ц, S, R и l_ш 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 m_п и шатуна m_ш, а также m_i исходя из выбранных конструктивных масс этих деталей.

Массу возвратно — поступательно движущихся частей кривошипно — шатунного механизма можно определить по выражению

где g = 9,81 ^м/_с², величины G_п G_ш^' назначают, руководствуясь таблицей 2.3

Рис. 2.3. Перестроение (развертка) индикаторной диаграммы в координаты рц

Таблица 2.3. Относительные массы поршней и шатунов автотракторных двигателей

3) Выбирают значение л и вычисляют значения сил инерции возвратно — поступательно движущихся масс Р_j, пользуясь таблицей 2.5., в которой приведены значения выражения cos ц +л cos 2ц для для различных значений углов ц поворота коленчатого вала. Результаты рекомендуется вносить в сводную таблицу 2.8 динамического расчета.

Значение л выбирают исходя из компоновочной схемы: .

Сила инерции возвратно — поступательно движущихся масс, отнесенная к единице площади поршня (1 см²), определяется по формуле:

где F_п — площадь поршня, см²; R — радиус кривошипа (R = 0,5 S), м; щ — угловая скорость коленчатого вала, ¹/_сек; л — отношения радиуса кривошипа к длине шатуна; ц — угол поворота кривошипа.

Строят развернутую диаграмму для Р_j по углу поворота коленчатого вала и графическим суммированием находят кривую суммарной силы, приложенной к оси поршневого пальца

Р_У = Р_Г +Р_j

Значения вносят в сводную таблицу 2.8. Пользуясь таблицами 2.5, 2.6, 2.7 геометрических функций определяют значения боковой, тангенциальной и радиальной сил

;

;

Таблица 2.4. Значения выражения для различных л и ц

Таблица 2.5. Значения выражения для различных л и ц

Таблица 2.6. Значения выражения для различных л и ц

Таблица 2.7. Сводная таблица динамического расчета

Строят под развернутой диаграммой на отдельных координатных осях диаграммы

и .

Все силы в данном расчете подсчитываются как удельные силы, отнесенные к 1 см² площади поршня и строятся в одинаковом масштабе, как и для давления газов.

Пересчет удельных сил в полные силы на данном этапе проекта можно не производить, а ограничиться лишь подсчетом масштаба:

.

График изменения тангенциальной силы в масштабе выражает индикаторный крутящий момент одного цилиндра, поэтому строить специальный график крутящего момента одного цилиндра не следует, достаточно указать масштаб на графике изменения силы .

Диаграмма суммарного индикаторного 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 и⁰, т. е. 720/ i - для 4-хтактных (и 360/ i — для 2-хтактных) 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 i обеспечивается для 4-х тактных двигателей при условии 720/ i= д, где д — 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 г = 90⁰ и порядке работы 1−5-4−2-6−3-7−8 схема обеспечивает для 4-х тактных двигателей равномерное чередование вспышек через и = 90⁰.

Для шестицилиндрового V-образного двигателя с углом развала цилиндров г = 90⁰ и тремя спаренными кривошипами под углом д = 120⁰ равномерное чередование вспышек не обеспечивается. Для 4-х тактных 6-ти цилиндровых двигателей обычно применяется порядок работы 1−5-3−6-2−4.

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%.

где — среднее значение суммарной тангенциальной силы, мм.

двигатель тепловой дизельный сгорание

1. Архангельский В. М., Вихерт М. М, Воинов А. Н. и др. Под ред. М. С. Ховаха. М: Машиностроение, 1977. — 591 с.

2. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М: Высшая школа, 2002. — 496 с.

3. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей: Учебник. Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. — 4-е изд. М.: Машиностроение, 1983 г.

4. Двигатели внутреннего сгорания. Конструкция и расчет поршневых и комбинированных двигателей: Учебник. Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. — 4-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г.

5. Испытания двигателей внутреннего сгорания: Учебник. И. Я. Райков. — М.: Высшая школа, 1975 г.

6. Автомобильные материалы: Справочник. М. А. Масино, В. И. Алексеев, Г. В. Мотовилин. — М.: Транспорт, 1979 г.