Расчет двигателя Pajero MMC
Создание современного транспортного двигателя, отвечающего высоким требованиям динамичности, топливной экономичности и экологии — сложный и многоэтапный процесс. Он включает разработку технического задания и его анализ, выбор конструктивной схемы и эскизную компоновку двигателя, проектирование основных узлов и деталей в увязке с технологической проработкой, изготовление опытных образцов… Читать ещё >
Расчет двигателя Pajero MMC (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Введение
Создание современного транспортного двигателя, отвечающего высоким требованиям динамичности, топливной экономичности и экологии — сложный и многоэтапный процесс. Он включает разработку технического задания и его анализ, выбор конструктивной схемы и эскизную компоновку двигателя, проектирование основных узлов и деталей в увязке с технологической проработкой, изготовление опытных образцов и всесторонние их испытания. Затем с учётом результатов испытаний следует внесение изменений в конструкцию, создание рабочей и технической документации на объект и постановка его на серийное производство. Важное место в этом процессе занимает расчет рабочего цикла поршневого двигателя внутреннего сгорания (ДВС), в основу которого положен метод теплового расчета, разработанный профессором В. И. Гриневецким.
В общем случае тепловой расчет проводится для аналитического определения основных параметров и эффективных показателей вновь проектируемого двигателя. Однако его можно использовать и для оценки действительного цикла реально существующего двигателя при изменении отдельных конструктивных или режимных параметров либо внешних условий эксплуатации. Такая постановка задачи более соответствует инженерной деятельности в сфере эксплуатации транспортных ДВС. При этом расчетным путем может быть построена внешняя скоростная характеристика, содержащая основные паспортные данные двигателя, с последующим ее анализом.
Расчет поршневого двигателя включает также динамический расчет кривошипно-шатунного механизма по определению суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, и суммарного крутящего момента. Результаты динамического расчёта используются для оценки прочности деталей и узлов силовых механизмов. К расчёту двигателя относится также определение основных параметров и эксплуатационных показателей систем двигателя, обеспечивающих его работу.
двигатель сгорание топливо тепловой.
Вариант и исходные данные.
Pajero MMC, давление наддува Рк=0,22 МПа.
Таблица 1 — Основные конструктивные параметры и эффективные показатели двигателя Pajero MMC.
Основные показатели. | Pajero MMC. | |
Диаметр цилиндра D, мм. | ||
Ход поршня S, мм. | ||
Рабочий объём двигателя Vл, л. | 2,8. | |
Степень сжатия. | 21(16). | |
Максимальная эффективная мощность Ne, кВт. | ||
Номинальная частота вращения nном, об/мин. | ||
Максимальный крутящий момент Memax, Нм. | ||
Частота вращения при максимальном крутящем моменте nMe, об/мин. | ||
1. Тепловой расчет рабочего цикла.
1.1 Параметры рабочего тела Средний элементарный состав дизельных топлив:
углерод C=0,870;
водород H=0,126;
топливный кислород Om=0,004.
Низшая теплота сгорания Hu=42 500 кДж/кг Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:
Количество свежего заряда при заданном :
б — коэффициент избытка воздуха. Для дизеля с высоким наддувом можно принять б =1,8−2,0 в зависимости от давления наддува.
Общее количество продуктов сгорания:
Количество отдельных компонентов:
Теоретический коэффициент молекулярного изменения:
1.2 Процесс впуска Принимаю, что давление окружающей среды po=0,1 МПа, температура окружающей среды To=288 К. Значения ряда параметров, необходимых при расчете, выбираю, исходя из следующих эмпирических зависимостей:
— давление наддува (перед впуском) рк=0,22 МПа;
— температура надувочного воздуха ;
— То, ро — параметры окружающей среды;
давление остаточных газов pr при газотурбинном наддуве для номинальной частоты вращения pr =(0,90−0,98)pk=0,2112;
температура остаточных газов Tr=800 К;
подогрев свежего заряда ;
Плотность свежего заряда:
— удельная газовая постоянная воздуха, Дж/(кг· град).
Давление в конце впуска:
— средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускного тракта м/с; .
Коэффициент остаточных газов:
Температура в конце впуска:
Коэффициент наполнения:
1.3 Процесс сжатия Показатель политропы сжатия принимаем в пределах =1,36.
Давление в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
(с учетом наддува принимаем =16).
1.4 Процесс сгорания Действительный коэффициент молекулярного изменения:
Теплота сгорания рабочей смеси:
кДж/кмоль.
Ни — низшая теплота сгорания дизельного топлива.
Температура цикла Tz определяется из уравнения сгорания:
Коэффициент использования теплоты для номинального режима быстроходных дизелей с газотурбинным наддувом выбирают в пределах, а степень повышения давления .
Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия с допустимой для учебных целей погрешностью может быть определена по воздуху:
где tc — температура в конце сжатия в? С:
.
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме:
После подстановки найденных значений в уравнение сгорания получаю квадратное уравнение с одним неизвестным tz, которое решается известным способом:
;
а, в и счисловые значения известных величин.
Температура сгорания:
Максимальное давление сгорания:
Степень предварительного расширения:
1.5 процесс расширения степень последующего расширения:
Для современных дизелей с наддувом значение показателя политропы расширения принимают в пределах и находят давление и температуру в конце процесса расширения:
Здесь следует оценить правильность ранее принятой температуры остаточных газов Tr по величине погрешности расчёта:
1.6 Индикаторные показатели рабочего цикла Средне индикаторное давление теоретическое:
Затем находят действительное среднее индикаторное давление, приняв значение коэффициента полноты диаграммы в пределах :
Индикаторный удельный расход топлива:
Индикаторный КПД цикла:
Низшая теплота сгорания Ни подставляется в МДж.
1.7 Эффективные показатели двигателя Среднее давление механических потерь:
Среднее эффективное давление:
Механический КПД двигателя:
Эффективный удельный расход топлива:
Эффективный КПД двигателя:
Эффективная мощность двигателя при известном рабочем объеме двигателя и номинальной частоте вращения:
Vл — рабочий объём двигателя, л (таблица 1).
— тактность двигателя, .
Часовой расход топлива:
Эффективный крутящий момент:
2. Составление теплового баланса двигателя Тепловой баланс двигателя показывает распределение потенциальной теплоты сгорания топлива на совершение полезной работы и различные потери. Основными составляющими теплового баланса наряду с теплотой, преобразованной в механическую работу, являются тепловые потери в систему охлаждения, с отработавшими газами, из-за химической неполноты сгорания и неучтенные потери, определяемые по эмпирическим формулам.
Тепловой баланс двигателя определяется для номинального режима с использованием данных теплового расчета и эмпирических данных. Для анализа теплового баланса удобно использовать относительные единицы, поэтому расчет составляющих баланса следует вести как в абсолютном, так и относительном измерении.
Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом:
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с:
Nе — расчётная мощность двигателя.
Удельная эффективная теплота:
Теплота, отводимая в охлаждающую среду:
где — коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей;
i — число цилиндров;
D — диаметр цилиндра, см;
nчастота вращения двигателя, об/мин;
m=[0,6−0,7] - показатель степени для четырехтактных двигателей.
Теплота, уходящая с отработавшими газами:
где кг/кмоль — молярная масса воздуха;
— изобарная теплоемкость отработавших газов (для бензинового двигателя кДж/(кг*град), для дизеля кДж/(кг*град);
кДж/(кг*град) — изобарная теплоемкость свежего заряда;
оС — температура отработавших газов (ранее принятая);
оС — температура окружающей среды.
Удельная теплота отработавших газов.
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания, по условиям расчёта отсутствует как для дизеля, так и бензинового двигателя, т. е.
.
Неучтенные потери теплоты:
Результаты расчета теплового баланса необходимо представить в таблице.
Таблица 2 - Тепловой баланс двигателя.
Qo, кДж/с. | Qe, кДж/с. | qe, %. | Qохл, кДж/с. | qохл, %. | Qr, кДж/с. | qr, %. | Qнс, кДж/с. | qнс, %. | Qост, кДж/с. | qост, %. | |
243,2. | 93,3. | 59,79. | 24,58. | 91,96. | 37,8. | ||||||
По данным таблицы 2 сотдледует построил диаграмму (в цвете), высота каждой ступени которой эквивалентна составляющим теплового баланса..
Рисунок 1 — Диаграмма теплового баланса двигателя.
3. Построение индикаторной диаграммы Теоретическая индикаторная диаграмма строится в координатах для номинального режима двигателя. Исходными данными для ее построения служат конструктивные параметры двигателя — степень сжатия, ход поршня S и рабочий объем цилиндра Vh, а также данные теплового расчета — давления pa, pв, pc, pz, pr и степени предварительного и последующего расширения для дизеля..
Таблица 3 — Исходные данные для расчёта индикаторной диаграммы.
Конструктивные параметры. | Данные теплового расчёта. | |||
Наименование. | Значение. | Параметр | Значение. | |
Степень сжатия. Ход поршня S, мм Рабочий объём цилиндра Vh, л. | 21(16). 2,8. | Давление, МПа: — впуска pa,. — сжатия pc,. — сгорания pz ,. — остаточных газов pr. Степени (для дизеля): — предварительного расширения с. — последующего расширения д. | 0,195. 9,55. 13,37. 0,211. 1,3. 12,3. | |
Построение диаграммы аналитическим методом сводится к вычислению ряда промежуточных точек (7−8) политроп сжатия и расширения в пределах изменения рабочего объема Vh, (хода поршня S)..
Для дизельного двигателя значения точек политроп сжатия и расширения определяются при изменении объёма цилиндра от Vc до Va, что соответствует изменению степени сжашшдтия от заданной до 1 и степени последующего расширения от заданной до 1..
Расчёт удобно производить в табличной форме..
Таблица 4 — Определение расчетных точек индикаторной диаграммы дизеля.
№ точек. | Политропа сжатия. | Политропа расширения. | |||||||
OX, мм. | px, МПа. | OX, мм. | МПа. | ||||||
6,7. | 43,41. | 9,55. | 12,3. | 8,7. | 22,46. | 13,48. | |||
15,5. | 6,9. | 41,58. | 8,11. | 11,5. | 9,3. | 20,67. | 12,40. | ||
7,1. | 39,76. | 9,7. | 19,56. | 11,74. | |||||
7,6. | 36,2. | 10,7. | 17,38. | 10,73. | |||||
8,9. | 29,36. | 5,73. | 11,9. | 15,25. | 9,15. | ||||
11,9. | 19,85. | 3,87. | 13,4. | 13,18. | 7,91. | ||||
17,8. | 9,22. | 3,53. | |||||||
26,8. | 5,58. | 3,35. | |||||||
53,5. | 2,57. | 0,5. | 53,5. | 2,36. | 1,42. | ||||
0,195. | 0,6. | 0,6. | |||||||
Текущие значения степени сжатия, соответствующие изменению рабочего объема цилиндра по ходу поршня, выбираются произвольно в пределах от заданного значения до 1, причём интервал разбивки следует уменьшать к ВМТ.
Давление в промежуточных точках для политропы сжатия определяется по формуле:
Координаты промежуточных точек политропы расширения дизеля определяются следующим образом. Диапазон разбивается произвольно на ряд интервалов.
Давление в промежуточных точках для политропы расширения определяется по формуле:
Величина OX является второй координатой политроп. Она находится после определения в мм отрезков, соответствующих объёму камеры сгорания OA и рабочему объёму AB.
AB определяется по известному ходу поршня и выбранному масштабу:
Масштабный коэффициент рекомендуется выбирать в зависимости от величины хода поршня в диапазоне 1,0−1,5 мм/мм. Для автомобильных двигателей обычно выбирают мм/мм. Тогда:
Сумма отрезков и составит величину, соответствующую полному объёму цилиндра:
Искомая величина второй координаты для политропы сжатия определяется как:
Величина ОХ для политропы расширения определяется как:
Отрезок, соответствующий подводу теплоты при постоянном давлении:
где — степень предварительного расширения.
4. Построение и анализ внешней скоростной характеристики.
4.1 Расчет внешней скоростной характеристики Внешняя скоростная характеристика (ВСХ) показывает зависимость основных показателей двигателя от изменения частоты вращения при полном открытии дроссельной заслонки в бензиновом двигателе или максимальной подаче топлива в дизеле. Ее можно определить экспериментально либо с достаточной точностью можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для режима максимальной мощности.
В данной работе определяю значения эффективной мощности, эффективного крутящего момента двигателя, удельного эффективного расхода топлива и часового расхода топлива в расчетных точках.
Расчёт ведется с использованием компьютерной программы «ВСХ ДВС», предназначенной для вычисления текущих значений Ne, Me, ge и GT в расчётных точках.
Таблица 5 — Таблица результатов расчета ВСХ.
n1. | n2. | n3. | n4. | n5. | n6. | nном. | nmax. | ||
Частота вращения (n, об/мин). | |||||||||
Эффективная мощность (Ne, кВт). | 25,42. | 34,31. | 55,28. | 71,68. | 80,82. | 90,44. | 93,3. | ||
Крутящий момент (Me, Н * м). | 242,9. | 252,18. | 264,дло. | 263,41. | 257,39. | 240,01. | 222,85. | ||
Удельный эфф. расход топлива (ge, г/(кВт * час)). | 271,09. | 254,91. | 226,83. | 213,55. | 210,24. | 213,55. | 221,3. | ||
Часовой расход топлива (Gт, кг/час). | 6,89. | 8,75. | 12,54. | 15,31. | 16,99. | 19,31. | 20,65. | ||
По этим данным строю график ВСХД двигателя в функции частоты вращения и он представлен в графической части проекта согласно рекомендациям.
4.2 Анализ внешней скоростной характеристики Общий анализ ВСХ основан на интерпретации характера изменения кривых Ne, Me, ge и GT по частоте вращения.
Для удобства анализа сравниваемые величины заносятся в таблицу.
Таблица 6 — Основные показатели двигателя по технической характеристике и по расчёту.
Показатели двигателя. | По технической характеристике. | Расчётные значения. | |
1. Эффективная мощность Nе при nном, кВт. | 93,3. | ||
2. Крутящий момент Ме при nном, Н· м. | 222,8. | 222,85. | |
3. Максимальный крутящий момент Ме мах, Н· м. | 264,07. | ||
4. Частота вращения при Мемах, об/мин. | |||
5. Коэффициент запаса крутящего момента К. | 1,31. | 1,19. | |
Коэффициент запаса крутящего момента по технической характеристике двигателя находят из её данных:
где Мемах — максимальный крутящий момент по технической характеристике (см. таблицу 2.7);
Ме ном — крутящий момент при частоте вращения .
Коэффициент запаса крутящего момента по расчетам равен:
Мощность, полученная по расчетам (93,3 кВт), незначительно больше паспортной (92 кВт) в 1,5(без изменения степени сжатия,). Это связано с применением средней системы наддува (). В связи с этим температура и давление в конце сжатия соответственно равны рс=13,82 МПа и Тс=1232,81 К. Поэтому может возникнуть перегрев деталей; ускоряется процесс горения, повышается жесткость работы дизеля и возрастают ударные нагрузки на детали.
Чтобы избежать различные отрицательные факторы, можно несколько уменьшить степень сжатия, например, с 21 до 16, тем самым получится:
;
.
Также можно увеличить на номинальном режиме (), использовать термостойкие материалы, установить промежуточное охлаждение между компрессором и впускным трубопроводом двигателя, тем самым уменьшается температура газов перед турбиной, снижаются тепловые напряжения деталей, способствует улучшению массового наполнения цилиндров.
В принципе такой способ повышения мощности возможен и, на мой взгляд, лучшим способом избежать отрицательные факторы является установка промежуточного охлаждения.
Максимальный крутящий момент, полученный по расчетам (291,28 при n=2000 об/мин), больше паспортного (292 при n=2000 об/мин) в 1,5 раза. Это объясняется повышенным коэффициентом запаса крутящего момента К (К=1,19). Следовательно динамические свойства двигателя улучшаются, тем самым двигатель имеет хорошую приемистость на переходных режимах. Высокий коэффициент запаса крутящего момента К объясняется установкой на двигатель системы надува с промежуточным охлаждением.
Удельный расход топлива при nном=4000 об/мин равен 221,3 г/(кВтч), =210,24 г/(кВтч) при n=3000 об/мин. Удельный расход топлива понижен на 5% (лучший образец значений удельного эффективного расхода топлива=200−210 г/(кВт ч)). Это можно объяснить улучшенной системой смесеобразования: увеличение давления впрыска топлива через форсунки, установлены наиболее выгодные фазы впрыска топлива, в эксплуатации использован хороший исправный ТНВД и др.
5. Расчёт системы охлаждения.
5.1 Общие положения Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы. Большая часть отводимой теплоты воспринимается системой охлаждения, меньшая — системой смазки и непосредственно окружающей средой.
В зависимости от рода используемого теплоносителя в транспортных двигателях применяют систему жидкостного и воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества используют воду и некоторые другие высококипящие жидкости, а в системе воздушного охлаждения — воздух. Наибольшее применение в ДВС находит жидкостная система охлаждения.
При расчёте системы жидкостного охлаждения находят количество жидкости, циркулирующее в системе в единицу времени, теплопередающую поверхность жидкостного радиатора, ряд конструктивных и эксплуатационных параметров жидкостного насоса и вентилятора.
Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения двигателя:
м3/с здесь Qохл — количество теплоты, отводимое в охлаждающую среду (см. тепловой баланс двигателя).
ДТж — разность температур жидкости на входе и выходе из радиатора, ДТж=8−14 К.
сж и сж — теплоемкость и плотность охлаждающей жидкости. Для низкозамерзающих жидкостей можно принять сж = 4000 Дж/(кг· К), сж? 1070 кг/м3.
Расчетная производительность насоса определяется с учетом утечек жидкости из нагнетательной полости во всасывающую:
м3/с где з = 0.8 — 0.9 — коэффициент подачи.
Мощность, потребляемая жидкостным насосом:
кВт [0.005ч0.01 Ne].
зм=0.7 — 0.9 — механический КПД жидкостного насоса, сж — напор, создаваемый жидкостным насосом, сж=0.10−0.15 МПа.
5.2 Жидкостный радиатор Радиатор представляет собой теплообменный аппарат для воздушного охлаждения жидкости, поступающей от нагретых деталей двигателя. Расчет радиатора состоит в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи теплоты от жидкости к окружающему воздуху, массового расхода жидкости через радиатор и количества обдувочного воздуха.
Поверхность охлаждения радиатора:
(м2).
где К — коэффициент теплопередачи радиатора, К=100ч160 Вт/(м2 · К);
Tср.ж — средняя температура жидкости в радиаторе, Tср.ж. =358ч365 К;
Тср.в — средняя температура воздуха, проходящего через радиатор, Тср.в=323ч328 К.
Массовый расход жидкости через радиатор:
кг/с сж — средняя теплоемкость жидкости (см. выше).
Gж — температурный перепад жидкости (см. выше).
Количество воздуха проходящего через радиатор, определяется из условия Qохл=Qв, т. е. вся отводимая от двигателя теплота передаётся охлаждающему воздуху.
(кг/с) Температурный перепад ДТв воздуха в решетке радиатора составляет 20—30 К. Средняя теплоемкость воздуха св=1000 Дж/(кг· К).
5.3 Вентилятор Вентилятор служит для создания направленного воздушного потока, обеспечивающего отвод теплоты от радиатора.
Производительность вентилятора определяется исходя из количества воздуха, проходящего через радиатор:
м3/с св — плотность воздуха.
кг/м3.
где ро =0,1 МПа — давление окружающей среды;
Rв=287 Дж/(кг· К) — универсальная газовая постоянная для воздуха;
Тср.в. — средняя температура воздуха в радиаторе (см. выше).
Мощность привода вентилятора:
кВт здесь ДРтр — аэродинамическое сопротивление конструкции радиатора, ДРтр=0.6ч1.0 кПа.
зв — кпд вентилятора. Для клёпанной конструкции зв=0.32ч0.40 (бензиновый двигатель), для литой конструкции зв =0.55ч0.65 (дизель).
Диаметр вентилятора:
м где фронтовая поверхность радиатора:
м2.
— скорость воздуха перед радиатором следует принять щв=15−25 м/с.
Окружная скорость вентилятора зависит от создаваемого им напора и конструктивных особенностей:
м/с [70−100].
где коэффициент цл для плоской формы лопастей принимается цл =2.8ч3.5.
Частота вращения вентилятора при известной окружной скорости.
об/мин.
1 Энергетические установки транспортной техники. (курсовое проектирование): — Учебное пособие / Е. К. Ордабаев, А. Б. Байгушкарова, Т. Р. Джармухаметов, — Павлодар: Инновац. Евраз. ун-т, 2009.-88 с.
2 Энергетические установки подвижного состава: учебник/ В. А. Кручек, В. В. Грачёв, В. В. Крицкий. — М.: Издательский центр «Академия», 2006. — 352 с.
3 Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие для вузов/ А. И. Колчин, В. П. Демидов — М.: Высшая школа, 2002 г. -496 с.
4 Двигатели внутреннего сгорания: учебник в 3 кн./ Под ред. В. Н. Луканина. -М.: Высшая школа, 1995.
5 Автокаталог. Модели 1999 г. — М.: За рулём, 1998 г. — 384 с.
6 Володин А. И. Локомотивные двигатели внутреннего сгорания — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Транспорт, 1990. — 256с.
7 Топлива, смазочные материалы, технические жидкости. Ассортимент и применение: Справочник/ Под ред. В. М. Школьникова. М.: Изд. Центр «Техинформ», 1999 — 596 с.