Расчет автомобильного двигателя FIAT PALIO

Курсовая работа

Расчет автомобильного двигателя FIAT PALIO

1. Тепловой расчет

1.1 Задание на тепловой расчет

1.2 Топливо, состав горючей смеси и продуктов сгорания

1.3 Процесс впуска

1.4 Параметры окружающей среды и остаточные газы

1.5 Процесс сжатия

1.6 Процесс сгорания

1.7 Процесс расширения

1.8 Индикаторные показатели рабочего процесса

1.9 Эффективные показатели двигателя

1.10 Определение основных обобщенных параметров двигателя

1.11 Построение внешней скоростной характеристики

2. Кинематика кривошипно-шатунного механизма

2.1 Перемещение поршня

2.2 Скорость поршня

2.3 Ускорение поршня

3. Динамика кривошипно-шатунного механизма

3.1 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

3.2 Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ расчет двигатель автомобиль fiat

1. Тепловой расчет

1.1 Задание на тепловой расчет

Произвести тепловой расчет четырехтактного бензинового двигателя, предназначенного для легкового автомобиля FIAT PALIO. Требуемая мощность не менее Ne_H = 65кВт, при частоте вращения коленчатого вала п_и = 6000 об/мин. Число цилиндров i = 4 с рядным расположением. Степень сжатия е = 9,5. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Расчет вести для режима номинальной мощности. Ход поршня 54,8 мм и диаметр поршня 76 мм.

По результатам теплового расчета определить среднее эффективное давление р_е; удельный эффективный расход топлива g_e: диаметр цилиндра D и ход поршня S; общий рабочий объем цилиндров двигателя V_Д; построить внешнюю скоростную характеристику двигателя.

1.2 Топливо, состав горючей смеси и продуктов сгорания

С учётом типа двигателя и его быстроходности, степени сжатия выбирается сорт топлива, и устанавливаются его основные свойства. Элементарный состав по весу, молекулярная масса топлива m_т, октановое число для двигателей с воспламенением от постороннего источника энергии.

Для данного автомобиля принимаем бензин АИ-95.

Паспорт качества табл.1

С = 12,011 кДж/кг Н = 1,794 кДж/кг О = 15,9994 кДж/кг

m_т? 108,52 кДж/кг Для определения низшей теплотворной способности топлива заданного элементарного состава воспользуемся формулой Д. И. Менделеева, кДж/кг: H_u = 33,91С + 125,6H — 2,51· 9Н.

H_u = 33,91· 12,011 + 125,6· 1,794 — 2,51· 9· 1,794 = 511,12 кДж/кг.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, кмоль возд./кг топлива или кг возд./кг топлива:

или

.

кг возд./кг топлива.

Значение коэффициента избытка воздуха б на расчетном режиме принимается близким к единице.

б = 0,95

Количество горючей смеси для двигателей, работающих на бензине, при сгорании 1 кг топлива, кмоль гор. см. / кг топл:

.

кмоль гор. см. / кг топл.

При неполном сгорании топлива (б < 1) продукты сгорания с определенным допущением можно представить как смесь углекислого газа С0₂, окиси углерода СО, водяного пара Н₂0, свободного водорода Н₂ и азота N₂. Причем, отношение числа молей свободного водорода и окиси углерода К примерно постоянно для конкретного топлива и не зависит от б. Для бензина с отношением Н/С = 0,17 величина К = М_Н2 / М_СО может быть принята равной 0,5. Тогда для определения количества каждого из компонентов продуктов сгорания, отнесенного к 1 кг топлива, можно использовать формулы:

;

;

;

;

.

Для наших значений получаем:

;

;

;

;

.

Общее количество продуктов сгорания:

.

М₂ = 0,884 + 0,117 + 0,446 + 0,058 + 6,34 = 7,845

1.3 Процесс впуска

Качество заполнения цилиндра свежим зарядом зависит от трех основных факторов: гидравлического сопротивления на впуске ДР, количества оставшихся в цилиндре от предыдущего цикла продуктов сгорания и подогрева заряда от стенок системы впуска и внутрицилиндрового пространства ДT. Величина ДР зависит от суммарного коэффициента сопротивления (в² + о) самого узкого сечения в системе впуска (обычно это сечение клапана), учитывающего гашение скорости заряда у клапана в и гидравлического сопротивления клапана о; скорости воздушного заряда у клапана щ_кл и плотности заряда на впуске с_к. Учитывая значение частоты вращения вала двигателя при номинальной мощности и достаточно высокое качество обработки внутренней поверхности впускного трубопровода современных двигателей, можно принять: (в² + о) = 2,8, щ_кл= 90 м/с. Плотность заряда на впуске, кг/м³:

где R_B — удельная газовая постоянная для воздуха, Дж/(кг· К).R_B = 287 Дж/(кмоль· град).Тогда потеря давления на впуске, МПа:

.

Получаем:

.

Подсчет температуры подогрева воздуха при прохождении впускного трубопровода достаточно затруднен из-за отсутствия надежных значений коэффициентов теплоотдачи и температуры поверхностей. Поэтому на основе имеющихся экспериментальных данных можно принимать для бензиновых двигателей, К, ДT =20.

1.4 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Для двигателей без наддува давление и температура окружающей среды принимаются Р₀= 0,1 МПа и Т₀ = 293 К. В процессе выпуска не удается полностью удалить из цилиндра продукты сгорания, и после заполнения цилиндра свежим зарядом они занимают некоторый объем при давлении Р_r и температуре Т_r. Количество остаточных газов принято оценивать относительной величиной, называемой коэффициентом остаточных газов г_r. При полной нагрузке для бензиновых двигателей при расчете г_r принимают: давление остаточных газов Р_r= (1,05 ч 1,25) Р₀, температура Т_r = 900 ч 1100 К. У современных двигателей угол запаздывания закрытия впускного клапана достаточно велик, (50 ч 70) град п.к.в., что позволяет получить эффект дозарядки, т. е. при расчетах можно учитывать коэффициент дозарядки ц_доз = 1,05 ч 1,15.

Принимаем:

Р_r= 1,15· 0,1 = 0,115 Мпа;

Т_r = 1000 К;

ц_доз = 1,1

Коэффициент остаточных газов:

.

По опытным данным для бензиновых двигателей г_r = 0,04 ч 1,0.

Давление в конце впуска, МПа:

.

Температура в конце впуска, К:

.

Коэффициент наполнения цилиндров свежим воздухом:

.

Рассчитываем:

МПа;

;

К;

.

1.5 Процесс сжатия

Для аналитического определения давления Р_с, МПа, и температуры Т_с, °К, в конце процесса сжатия рабочей смеси необходимо знать значение показателя политропы сжатия п₁. При проведении теплового расчета, как правило, используют среднее значение n₁. Его величину выбирают с учётом типа двигателя, быстроходности, типа системы охлаждения. Основываясь на опытных данных, по двигателям с воспламенением от искры принимаем п₁ = 1,377.

Тогда и

.

Подставляя значения, получаем:

МПа

и К.

При решении уравнения сгорания нам потребуется значение средней мольной теплоемкости рабочей смеси в конце процесса сжатия, поэтому определим ее сейчас. Поскольку под рабочей смесью подразумевается сумма свежей смеси воздуха и топлива и плюс остаточные газы, то предварительно необходимо определить значения средних теплоемкостей этих составляющих.

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия с определенным допущением принимается равной теплоемкости чистого воздуха и определяется по эмпирическому выражению |2, табл.6| в интервале температур 0ч1500⁰С, кДж/(кмоль· трад):

mc_v =20,6 + 0,263 t_c,

t_c = (T_c-273,15)°C.

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце процесса сжатия определяется на основе средних мольных теплоемкостей отдельных компонентов продуктов сгорания, определяемых по эмпирическим формулам из того же источника [2]

Средняя мольная теплоемкость углекислого газа СО₂: mc_нCO2 = 27,941 + 0,019· t_c — 0,5487t_c². Средняя мольная теплоемкость окиси углерода СО: mc_vC0 = 20,597 + 0,2670t_с.

Средняя мольная теплоемкость свободного водорода Н₂:

mc_vН2 =20,684+0,206t_с — 0,588t_с².

Средняя мольная теплоемкость паров воды Н₂О:

mc_vH20 = 24,953 + 0,5359t_с.

Средняя мольная теплоемкость азота N₂.

mc_vN2 =20,398 + 0,0025t_с. Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия:

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия:

.

Для наших значений имеем:

t_c = 801,98 — 273,15 = 528,83 ⁰С;

mc_v =20,6 + 0,263· 523,83 = 21,991 кДж/(кмоль· трад);

mc_нCO2 = 27,941 + 0,019· 523,83 — 0,5 487· 523,83 ² =

= 36,388 кДж/(кмоль· трад);

mc_vC0 = 20,597 + 0,2 670· 523,83 = 21,996 кДж/(кмоль· трад);

mc_vН2 =20,684+0,206· 523,83 — 0,588· 523,83 ² =

= 20,811 кДж/(кмоль· трад);

mc_vN2 =20,398 + 0,0025· 523,83 = 21,708 кДж/(кмоль· трад);

mc_vH20 = 24,953 + 0,5 359· 523,83 = 27,760 кДж/(кмоль· трад);

;

кДж/(кмоль· трад).

1.6 Процесс сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры и давления в конце видимого сгорания. Для упрощения термодинамических расчетов принимают: процесс сгорания для двигателей с воспламенением от искры происходит при V = const, т. е. при постоянном объеме цилиндра, при этом внешней работы газы не совершают и вся выделяющаяся теплота расходуется только на увеличение их внутренней энергии.

Чтобы определить максимальную температуру сгорания, необходимо решить уравнение сгорания относительно этой температуры. Для двигателей, работающих по циклу с подводом теплоты при постоянном объеме, уравнение сгорания имеет вид:

.

Для двигателей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты при V=const и P=const, уравнение имеет вид:

.

В этих уравнениях о_z — коэффициент использования выделившейся теплоты на участке видимого сгорания, т. е. на участке cz. Этот коэффициент учитывает тот факт, что не все тепло, внесенное в цилиндр с топливом в виде химической энергии, используется на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение полезной работы.

Часть этой теплоты теряется вследствие теплоотдачи через стенки цилиндра, догорания топлива на линии расширения и диссоциации воды. По опытным данным величина коэффициента использования теплоты для двигателей с воспламенением от искры о_z = 0,8 ч 0,95. Степень повышения давления при сгорании л = p_z / р_с. Для бензиновых двигателей л = 3,2 ч 4,2. Принимаем о_z = 0,9 и л = 3,8.

Поскольку сгорание топлива в бензиновом двигателе происходит с недостатком воздуха (а < 1), то часть химической энергии, внесенной в цилиндр с топливом, не может быть использована. Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания, кДж/кг:

.

Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кмоль раб. см.:

.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

.

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

.

В уравнение сгорания входят сразу две неизвестные величины: температура в конце видимого сгорания t_z, и теплоемкость продуктов сгорания при этой же температуре, поэтому последовательность действий по расчету температуры t_z, следующая. Используя приближенные формулы для определения теплоемкости продуктов сгорания в конце видимого сгорания, определяют их числовое значение. Затем, подставляя полученные данные, находим t_z.

Средние мольные теплоемкости при постоянном объеме и t_z для составляющих продуктов сгорания при а < 1:

mc_vC02" = 39,123 + 0,3 349 t_z,

mc_vCО" = 22,490+ 0,1 430 t_z,

mc_vН2О" = 26,67 + 0,4 438 t_z,

mc_vH2" = 19,678 + 0,1 758 t_z,

mc_vN2" =21,951 + 0,1 457 t_z,

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при а < 1

.

Уравнение сгорания после подстановки полученных численных значений всех известных параметров и последующих преобразований принимают вид уравнения второго порядка:

откуда

⁰C, а T_z = t_z + 273,15 K.

Теоретическое максимальное давление сгорания для бензинового двигателя, МПа:

.

Действительное максимальное давление сгорания, МПа:

.

Степень повышения давления:

.

Рассчитываем:

;

;

;

;

.

К;

T_z = 497,73 + 273,15 = 770,88 K;

МПа;

МПа;

.

1.7 Процесс расширения

Так же, как и при рассмотрении процесса сжатия, с определенными допущениями считают, что процесс расширения в действительном цикле протекает по политропе при постоянном показателе п₂. Показатель политропы можно определить, используя разные методы: расчетные, по номограммам или просто выбором из рекомендуемых значений. В нашем случае, когда речь идет об автомобильных двигателях, воспользуемся средними значениями показателя политропы расширения, полученными из анализа индикаторных диаграмм. Для современных карбюраторных двигателей п₂ =1,23 + 1,3. п₂ =1,25. Давление Рь, МПа и температура Т_b, К, в конце процесса расширения (точка b):

.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

.

ошибка в выборе T_r.

Рассчитываем:

МПа,

К,

К,

.

1.8 Индикаторные показатели рабочего процесса

Одним из основных показателей, характеризующих качество двигателя, является среднее индикаторное или эффективное давление цикла. Чем больше индикаторное давление, тем эффективнее используется рабочий объем цилиндра (двигателя), тем меньше масса и габариты двигателя, что весьма важно для автомобильных двигателей.

Расчетное (теоретическое) среднее индикаторное давление бензинового двигателя, МПа:

.

Из индикаторных диаграмм действительного цикла двигателей следует, что индикаторная работа действительного цикла несколько меньше расчетного. Отклонение действительного значения Р_i от теоретического оценивается коэффициентом скругления (полноты) индикаторной диаграммы ц_i. По опытным данным для карбюраторных двигателей ц_i = 0,95 ч 0,97. ц_i =0,96. Среднее индикаторное давление двигателя после скругления диаграммы, МПа:

.

Вторым основным показателем, характеризующим качество двигателя, является индикаторный КПД. Чем больше индикаторный КПД, тем экономичнее двигатель. Значение индикаторного КПД можно определить по следующей формуле:

.

Экономичность двигателя можно оценить и другим показателем, а именно индикаторным удельным расходом топлива, г/(кВт · ч):

.

Подставляя значения, получаем:

МПа;

МПа;

;

г/(кВт· ч).

1.9 Эффективные показатели двигателя

Индикаторная работа газов полностью не отдастся потребителю, так как часть ее тратится на собственные нужды двигателя: на преодоление трения; на привод вспомогательных механизмов (масляный насос, генератор, компрессор т. д.); на процесс газообмена. Эти потери называют механическими потерями и оценивают их с помощью среднего давления механических потерь Р_м, МПа, или механического КПД з_м. При предварительных расчетах двигателя, а таковым и является наш расчет, Р_м приближенно можно определить по линейным зависимостям от средней скорости поршня. В зависимости от отношения хода поршня к диаметру выбираем необходимую формулу. S/D = 0,72.

Для четырехтактных бензиновых двигателей с числом цилиндров менее 6 и отношением хода поршня к диаметру цилиндра (S/D < 1):

Р_м = 0,034 + 0,0113 V_п.ср,

где V_п.ср. - средняя скорость поршня, принятая предварительно равной 11,5 м/с.

Среднее эффективное давление, МПа:

Р_e = Р_i — Р_м .

Механический коэффициент полезного действия:

.

Эффективный коэффициент полезного действия:

.

Эффективный удельный расход топлива, г/(кВт — ч):

.

Рассчитываем по нашим значениям:

Р_м = 0,034 + 0,0113· 11,5 = 0,164 МПа;

Р_e = 1,36 — 0,164 = 1,196 МПа;

; ;

г/(кВт· ч).

1.10 Определение основных обобщенных параметров двигателя

Мощность двигателя при номинальной частоте вращения коленчатого вала нам указана в задании. Среднее эффективное давление определено в результате теплового расчета. Используя формулу, связывающую мощность двигателя со средним давлением и рабочим объемом, можно определить основные размеры цилиндра рассчитываемого двигателя.

Рабочий объем всех цилиндров (литраж) двигателя, л:

.

Рабочий объем одного цилиндра, л:

V_h = V_л/i.

Диаметр цилиндра, мм:

.

Окончательно принимаем значение D, округлив его до целого, и по нему уточняем значение S. После чего уточняются основные параметры и показатели проектируемого двигателя:

.

Эффективная мощность, кВт:

.

Момент крутящий на номинальной частоте вращения коленчатого вала и максимальной мощности, Н· м:

.

Часовой расход топлива, кг/ч:

.

Литровая мощность двигателя, кВт/л:

.

Рассчитываем:

м³;

V_h = 0,112/4=0,28 м³;

мм;

D = 79 мм;

S = 79· 0,72 = 56,88? 57 мм;

л;

кВт;

Н· м;

кг/ч;

кВт/л.

1.11 Построение внешней скоростной характеристики

Внешняя скоростная характеристика двигателя необходима для получения тяговой характеристики автомобиля. Наиболее точно внешнюю скоростную характеристику вновь проектируемого двигателя можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для нескольких режимов работы (при различных числах оборотов) двигателя. Однако с достаточной степенью точности эту характеристику можно построить и по результатам теплового расчета, проведенного для одного режима — режима максимальной мощности. Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале оборотов от п_min = (п_н / 5) об/мин до п_max = (1,1 — 1,2) п_н. Расчетные точки выбираются через каждые 500−1000 об/мин.

Расчетные точки кривой эффективной мощности N_e, кВт, определяются по эмпирическим зависимостям:

— для карбюраторных двигателей

где N_{e max} — максимальная мощность двигателя, кВт; n_N - число оборотов коленчатого вала в минуту при N_{e max}; N_x и n_x — эффективная мощность и число оборотов в минуту в рассчитываемых точках скоростной характеристики.

Расчетные точки кривой эффективного крутящего момента определяются по формуле, кг· м:

.

Расчетные точки кривой среднего эффективного давления, МПа:

.

Расчетные точки кривой средней скорости поршня, м/с:

.

Расчетные точки удельного эффективного расхода топлива, г/(кВтч):

где g_eN — удельный эффективный расход топлива при поминальной мощности.

Для бензиновых двигателей б при n_min изменяется в пределах 0,75ч0,85, а при п_N б =0,85ч0,95. Значение б при n_N принято в начале теплового расчета.

Расчетные точки расхода топлива определяется по уравнению, кг/ч:

.

Все результаты расчетов внешней скоростной характеристики заносятся в табл. 2.

Табл.2

По полученным данным строится внешняя скоростная характеристика двигателя.

2. Кинематика кривошипно-шатунного механизма

Рис. 1.

S_x — текущее перемещение поршня (точка, А — ось поршневого пальца);

ц — угол поворота кривошипа (ОВ), отсчитываемый по оси цилиндра (А^`О) в направлении вращения коленчатого вала по часовой стрелке (точка О обозначает ось коленчатого вала, точка В — ось шатунной шейки, точка А^' — в.м.т.);

в — угол отклонения оси шатуна (АВ) от оси цилиндра;

щ — угловая скорость вращения коленчатого вала;

R=ОВ — радиус кривошипа;

S = 2R = А’А" - ход поршня (точка А" обозначает н.м.т.);

L_ш = АВ — длина шатуна;

л = R/L_ш — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

R + L_ш = А’О — расстояние от оси коленчатого вала до в.м.т.

Получаем:

л = 0,28

S = 57 мм; D = 79 мм.

R = 28,5 мм; L_ш = 102 мм.

2.1 Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом:

После преобразований получаем:

.

Вследствие совпадения направлений перемещений шатуна при движении кривошипа по первой четверти окружности (0−90⁰) поршень проходит больше половины своего пути. При движении кривошипа по второй четверти окружности (90−180⁰) направления перемещений шатуна не совпадают, и поршень проходит меньший путь, чем за первую четверть. При графическом построении перемещения поршня указанную закономерность учитывают введением поправки Брикса Rл/2 = R²/(2L_ш) = 3,99? 4.

2.2 Скорость поршня.

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения л=R/L_ш.

.

Максимальная скорость поршня зависит (при прочих равных условиях) от величины л, учитывающей конечную длину шатуна, и достигается при ц<90⁰(+V_п) и ц>270⁰(-V_п). С увеличением л максимальные значения скорости поршня растут и сдвигаются в стороны мертвых точек:

м/с.

2.3 Ускорение поршня.

Ускорение (м/с²) поршня рассчитывается по формуле:

.

Максимальное значение ускорения поршня достигается при ц = 0⁰:

м/с².

Минимальное значение ускорения поршня при л > 0,25:

В точке ц = arccos (-¼л) = arcos (-0,893) = 26,77.

м/с².

Все необходимые данные для построения графиков сведем в таблицу.

Табл.3.

3. Динамика кривошипно-шатунного механизма

3.1 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

Заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (силы тяжести в динамическом расчете обычно не учитывают).

Рис. 2.

Для дальнейшего расчета приведем массы частей кривошипно-шатунного механизма. По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна); совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна) и совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).

Массу поршневой группы m_п считают сосредоточенной на оси поршневого пальца. Массу шатунной группы m_ш заменяем двумя массами, одна из которых m_ш. п. сосредоточена на оси поршневого пальца, а другая m_ш. к. на оси кривошипа.

F_п = рD² = 3,14· 0,079² = 0,0196 м²;

m_п = 100· 0,0196 = 1,96 кг;

m_ш = 150· 0,0196 = 2,94 кг;

m_к = 180· 0,0196 = 3,528 кг;

m_ш. п. = 0,275 m_ш = 0,8085 кг;

m_ш. к. = 0,725 m_ш = 2,1315 кг;

масса, имеющая возвратно-поступательное движение:

m_j = m_п + m_ш.п = 1,96 + 0,8085 = 2,7685 кг.

масса, имеющая вращательное движение:

m_R = m_к + m_ш.к = 3,528 + 2,1315 = 5,6595 кг.

3.2 Силы, действующие в кривошипно-шатунного механизма

Сила инерции от возвратно-поступательных движущихся масс:

.

Центробежная сила инерции К_R является результирующей двух сил:

— силы инерции вращающихся масс шатуна

.

силы инерции вращающихся масс кривошипа

.

Суммарная сила Р (кН):

Р = Р_г + Р_j.

Сила N (кН), действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:

.

Сила, действующая вдоль шатуна S (кН):

.

Сила, направленная по радиусу кривошипа К (кН):

.

Тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа (кН):

.

Все необходимые значения для построения графиков заносим в таблицу.

Табл.4.

1. Автомобильные двигатели / Под ред. М. С. Ховаха. М: Машиностроение, 1977.591 с.

2. Ленин И. М. Теория автомобильных двигателей. М.: Машгиз, 1969. 368 с.

3. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М: Высш. шк., 1980. 400 с.