Расчет двигателя внутреннего сгорания Д-245
Показатель политропы расширения для дизеля определяем по номограмме учитывая, что его значение незначительно отличается от значения показателя адиабаты расширения к2: Уравновешивание двигателя снижает шумы и вибрации в двигателе, увеличивает его долговечность, но также увеличивает металлоемкость и трудоемкость производства. Вид топлива — дизельное топливо «Л» ГОСТ 305–82, средний элементарный… Читать ещё >
Расчет двигателя внутреннего сгорания Д-245 (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Курсовая работа:
Расчёт двигателя внутреннего сгорания Д-245
Расчётно-графическая работа необходима для закрепления теоретических знаний получение опыта расчёта двигателей.
В пояснительной записке приводятся расчёты двигателя Д-245: тепловой расчёт, динамический и кинематические расчёты, проведено уравновешивание двигателя. В графической части помещены: свёрнутая и развёрнутая индикаторные диаграммы, графики перемещения скорости и ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала, графики сил действующих на КШМ.
1. Тепловой расчет дизеля без наддува
Исходные данные:
— тип двигателя — Д-245, четырехтактный, четырёхцилиндровый, рядный, с наддувом;
— частота вращения коленчатого вала п = 1750 мин-1;
— степень сжатия е = 15,1;
— эффективная мощность Ne = 64 кВт;
— коэффициент избытка воздуха ? = 1,5;
— давление наддува pк = 1,52 МПа;
— вид топлива — дизельное топливо «Л» ГОСТ 305–82, средний элементарный состав: С = 85,7%, Н = 13,3%, О = 1%. Низшая расчетная теплота сгорания топлива QH — 42 500 кДж/кг.
Параметры рабочего тела
Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания
1 кг топлива по формуле (1.1) и (1.2)
(1.1)
(1.2)
где ?B = 28,96 — для воздуха Определяем количество свежего заряда
. (1.3)
Определяем общее количество продуктов сгорания
. (1.4)
Параметры окружающей среды и остаточные газы
Принимаем атмосферные условия: p0 = 0,1 МПа, То = 288 К.
Определяем давление и температуру остаточных газов:
Рк = (1,2… 2,5)· ро = 1,7· 0,1 = 0,17 МПа.
Определяем температуру воздуха за компрессором
,
где nк - показатель политропы сжатия в компрессоре nк=1,65.
Определяем давление и температуру остаточных газов рr = (0,75… 0,95) рк = 0,85· 0,17 = 0,145 МПа.
Принимаем Тr = 800 К.
Процесс впуска
Принимаем температуру подогрева свежего заряда? t = 30°.
Определяем плотность заряда на впуске по формуле:
(1.5)
где RB = 287 Дж/кг-град — удельная газовая постоянная для воздуха.
.
Определяем потери давления на впуске в двигатель по формуле:
. (1.6)
В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэффициент (?2+?вп)=3,3, а скорость движения заряда ?вп = 90 м/с.
.
Определяем давление в конце впуска:
ра = рк — ?ра = 0,17 — 0,023 = 0,147 МПа, (1.7)
Определяем коэффициент остаточных газов
. (1.8)
Определяем температуру в конце впуска:
. (1.9)
.
Определяем коэффициент наполнения:
(1.10)
.
Процесс сжатия
Определяем показатель адиабаты сжатия к1 в функции? и Та, по номограмме:
k1 = 1,362.
Определяем показатель политропы сжатия n, в зависимости от к1, который устанавливается в пределах:
n1 = (k1 + 0,02)… (k1 — 0,02) = 1,36.
Определяем давление в конце сжатия:
. (1.11)
Определяем температуру в конце сжатия:
. (1.12)
Определяем среднюю молярную теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов):
(1.13)
Определяем число молей остаточных газов:
(1.14)
Определяем число молей газов в конце сжатия до сгорания:
Мс = М1 + Мr = 0,752+ 0,024 = 0,776 кмоль. (1.15)
Процесс сгорания
Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в дизеле при постоянном давлении, при а>1
(1.16)
.
Определяем число молей газов после сгорания:
Мz = М2 + Мr = 0,790 + 0,024 = 0,814. (1.17)
Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:
. (1.18)
Принимаем коэффициент использования теплоты? = 0,8.
Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке cz’z индикаторной диаграммы при сгорании 1 кг топлива определится, как:
Q = ?· QН = 0,85 · 42 500 = 36 125 кДж/кг.
Принимаем степень повышения давления? = 1,7.
Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания
(1.19)
Подставляем имеющиеся значения величин, решаем полученное квадратное уравнение относительно Tz:
.
Определяем давление в конце процесса сгорания:
рz = рс·? = 5,90· 1,7 = 10,03 МПа.
Определяем степень предварительного расширения:
(1.20)
Процесс расширения
Определяем степень последующего расширения:
(1.21)
Показатель политропы расширения для дизеля определяем по номограмме учитывая, что его значение незначительно отличается от значения показателя адиабаты расширения к2:
k2 = 1,29,
n2 = k2 = 1,29.
Определяем давление процесса расширения:
. (1.22)
Определяем температуру процесса расширения:
. (1.23)
Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 5% для номинального скоростного режима):
(1.24)
.
Индикаторные параметры рабочего цикла дизеля
Определяем среднее индикаторное давление цикла для не-скругленной индикаторной диаграммы по формуле:
(1.25)
=.
Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы ? = 0,92.
Определяем среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы:
(1.26)
Определяем индикаторный КПД:
. (1.27)
Определяем индикаторный удельный расход топлива:
. (1.28)
Эффективные показатели дизеля
Принимаем предварительно среднюю скорость поршня Wn. cp = 10 м/с Определяем среднее давление механических потерь:
pM = a + b · Wncp = 0,089 + 0,0118 · 10 = 0,207 МПа. (1.29)
Определяем среднее эффективное давление:
ре = рi — рм = 0,95 — 0,207 = 0,743 МПа. (1.30)
Определяем механический КПД:
. (1.31)
Определяем эффективный КПД:
. (1.32)
Определяем эффективный удельный расход топлива:
(1.33)
.
Основные размеры цилиндра и удельные параметры двигателя
Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем рабочий объем одного цилиндра по формуле (1.33):
(1.34)
где ?дв — тактность двигателя;
Ne — эффективная мощность;
pe — среднее эффективное давление;
i — число цилиндров;
n — частота вращения.
Выбираем значение
Определяем диаметр цилиндра
(1.35)
Определяем ход поршня S = D · ?= 110 · 1,136 =125 мм, (1.36)
Определяем площадь поршня
(1.37)
Определяем рабочий объем цилиндра
(1.38)
Определяем среднюю скорость поршня
(1.39)
Определяем значение эффективной расчетной мощности
(1.40)
Сравниваем полученное значение мощности с заданным значением
2. Построение индикаторных диаграмм
Свёрнутую диаграмму работы двигателя строим в масштабе в прямоугольных координатах по данным теплового расчёта. Для этого находим давление в цилиндре при различных перемещениях поршня через 10 мм по формуле (2.1) для политропы сжатия, и по формуле (2.2) для политропы расширения:
(2.1)
(2.2)
где Sc — высота камеры сжатия, определяется по выражению (2.3)
(2.3)
Абсциссу точки z определяем по уравнению (2.4)
(2.4)
.
Таблица 1 — Расчетные данные для построения диаграммы
Sx, мм | Px, МПа сжатие | Px, МПа расширение | |
12,5 | 1,82 | 4,72 | |
0,97 | 2,69 | ||
37,5 | 0,63 | 1,83 | |
0,46 | 1,36 | ||
62,5 | 0,35 | 1,08 | |
0,28 | 0,88 | ||
87,5 | 0,23 | 0,75 | |
0,20 | 0,64 | ||
112,5 | 0,17 | 0,56 | |
0,15 | 0,50 | ||
Масштаб давления ?p = 0,07 МПа/мм, масштаб перемещения ?s = 1 мм S/мм.
3. Динамический расчёт двигателя
Определяем массы движущихся частей КШМ по формуле (3.1)
(3.1)
где m' - конструктивная масса детали. Отнесённая к площади поршня, кг/м2;
Fn — площадь поршня, м2.
Масса частей, движущихся возвратно-поступательно:
mj = mn + mшп, (3.2)
где mшп — масса шатуна, приведенная к поршню,
mШП=(0,2.0, З) · mш (3.3)
Масса вращающихся деталей:
mR = mK + mшк, (3.4)
где mшк — масса шатуна, приведенная к коленчатому валу,
mшк = (0,7…0,8) · mш, (3.5)
mn = 262,5 · 0,0095 = 2,495 кг тш = 362,5 · 0,0095 = 3,445 кг тшп = 0,25 · 3,445 = 0,861 кг
mj = 2,495 + 0,861 = 3,356 кг
mK = 350 · 0,0095 = 3,326 кг тшк = 0,75 · 3,445 = 2,584 кг
mR = 3,326 + 2,584 = 5,910 кг Определяем силы действующие в КШМ, Н:
— силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс
Pj = - mj · R · ?2 · (cos? +? · cos2?), (3.6);
— центробежной силы инерции вращающихся масс
KR = - mR · R · ?2 (3.7)
— силы инерции вращающихся масс шатуна
Kr.ш = - mшк · R · ?2 (3.8)
— суммарной силы, действующей на поршень
P? = Pr + Pj, (3.9);
— боковой силы, перпендикулярной оси цилиндра
N = P — tg?, (3.10);
— силы, действующей вдоль шатуна
(3.11);
— нормальной силы, действующей вдоль радиуса кривошипа
(3.12);
— тангенциальной силы, касательной окружности кривошипа
(3.13)
Расчет всех действующих сил проводим через 20° поворота коленчатого вала, а данные заносим в таблицу 2. По рассчитанным данным строим графики изменения сил, в зависимости от угла поворота коленвала.
Таблица 2 — Расчётные данные для построения графиков сил
?, град | Pj, Н | pj, МПа | p?, МПа | P?, Н | N, кН | S, кН | K, кН | T, кН | |
-12 943,40 | -1,36 | -1,32 | -12 553,78 | 0,00 | -12 553,78 | -12 553,78 | 0,00 | ||
-11 676,66 | -1,23 | -1,19 | -11 287,04 | -1070,25 | -11 337,67 | -10 240,30 | -4866,10 | ||
-8256,71 | -0,87 | -0,83 | -7854,49 | -1415,92 | -7981,10 | -5106,75 | -6133,43 | ||
-3672,03 | -0,39 | -0,34 | -3256,47 | -801,61 | -3353,67 | -934,02 | -3220,98 | ||
869,39 | 0,09 | 0,14 | 1300,16 | 367,22 | 1351,02 | -135,87 | 1344,17 | ||
4392,27 | 0,46 | 0,51 | 4837,72 | 1366,37 | 5026,98 | -2185,67 | 4526,96 | ||
6471,70 | 0,68 | 0,73 | 6929,75 | 1705,81 | 7136,61 | -4942,15 | 5148,43 | ||
7284,39 | 0,77 | 0,82 | 7751,84 | 1397,42 | 7876,79 | -6836,50 | 3912,31 | ||
7387,32 | 0,78 | 0,83 | 7860,52 | 745,34 | 7895,78 | -7641,40 | 1988,06 | ||
7344,06 | 0,77 | 0,82 | 7819,21 | 0,00 | 7819,21 | -7819,21 | 0,00 | ||
7387,32 | 0,78 | 0,83 | 7903,52 | -749,42 | 7938,97 | -7683,20 | -1998,94 | ||
7284,39 | 0,77 | 0,84 | 7939,91 | -1431,32 | 8067,89 | -7002,36 | -4007,22 | ||
6471,70 | 0,68 | 0,78 | 7409,60 | -1823,93 | 7630,79 | -5284,37 | -5504,94 | ||
4392,27 | 0,46 | 0,62 | 5869,37 | -1657,75 | 6098,98 | -2651,77 | -5492,34 | ||
869,39 | 0,09 | 0,36 | 3433,16 | -969,66 | 3567,46 | -358,77 | -3549,38 | ||
-3672,03 | -0,39 | 0,14 | 1323,41 | -325,77 | 1362,92 | 379,58 | -1308,99 | ||
-8256,71 | -0,87 | 0,34 | 3239,36 | -583,96 | 3291,57 | 2106,13 | -2529,55 | ||
-11 676,66 | -1,23 | 1,91 | 18 157,67 | -1721,73 | 18 239,12 | 16 473,77 | -7828,19 | ||
-12 943,40 | -1,36 | 4,56 | 43 304,85 | 0,00 | 43 304,85 | 43 304,85 | 0,00 | ||
-11 676,66 | -1,23 | 6,47 | 61 531,12 | 5834,44 | 61 807,12 | 55 824,85 | 26 527,46 | ||
-8256,71 | -0,87 | 2,43 | 23 068,27 | 4158,49 | 23 440,10 | 14 998,29 | 18 013,59 | ||
-3672,03 | -0,39 | 1,32 | 12 540,99 | 3087,07 | 12 915,36 | 3597,02 | 12 404,35 | ||
869,39 | 0,09 | 1,11 | 10 594,09 | 2992,20 | 11 008,55 | -1107,10 | 10 952,74 | ||
4392,27 | 0,46 | 1,17 | 11 090,13 | 3132,30 | 11 523,98 | -5010,49 | 10 377,73 | ||
6471,70 | 0,68 | 1,22 | 11 619,38 | 2860,21 | 11 966,24 | -8286,70 | 8632,58 | ||
7284,39 | 0,77 | 1,22 | 11 603,32 | 2091,72 | 11 790,34 | -10 233,19 | 5856,12 | ||
7387,32 | 0,78 | 1,19 | 11 292,53 | 1070,77 | 11 343,18 | -10 977,73 | 2856,08 | ||
7344,06 | 0,77 | 1,17 | 11 126,26 | 0,00 | 11 126,26 | -11 126,26 | 0,00 | ||
7387,32 | 0,78 | 1,15 | 10 932,94 | -1036,67 | 10 981,97 | -10 628,16 | -2765,13 | ||
7284,39 | 0,77 | 1,08 | 10 220,96 | -1842,52 | 10 385,71 | -9014,06 | -5158,45 | ||
6471,70 | 0,68 | 0,91 | 8643,85 | -2127,75 | 8901,88 | -6164,61 | -6421,92 | ||
4392,27 | 0,46 | 0,62 | 5846,42 | -1651,26 | 6075,14 | -2641,40 | -5470,86 | ||
869,39 | 0,09 | 0,19 | 1778,26 | -502,25 | 1847,82 | -185,83 | -1838,45 | ||
-3672,03 | -0,39 | -0,33 | -3093,92 | 761,59 | -3186,27 | -887,40 | 3060,21 | ||
-8256,71 | -0,87 | -0,82 | -7825,94 | 1410,77 | -7952,08 | -5088,19 | 6111,13 | ||
-11 676,66 | -1,23 | -1,19 | -11 283,38 | 1069,90 | -11 333,99 | -10 236,98 | 4864,52 | ||
-12 943,40 | -1,36 | -1,32 | -12 553,78 | 0,00 | -12 553,78 | -12 553,78 | 0,00 | ||
-12 943,40 | -1,36 | -1,32 | -12 553,78 | 0,00 | -12 553,78 | -12 553,78 | 0,00 | ||
4. Кинематический расчёт
Определяем значения перемещения, скорости и ускорения поршня, рассчитанных через 20 градусов поворота коленчатого вала.
При расчете значений, для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом, следует воспользоваться формулами:
— перемещения поршня
(4.1)
— скорости поршня
(4.2)
— ускорения поршня
(4.3)
Таблица 3 — Значения перемещения, скорости и ускорения
? | S1, мм | S2, мм | S, мм | W1, м/с | W2, м/с | W, м/с | J1,м/с2 | J2, м/с2 | J, м/с2 | |
0,000 | 0,000 | 0,000 | 0,00 | 0,00 | 0,00 | 2703,10 | 2445,31 | 257,79 | ||
0,015 | 0,012 | 0,003 | 8,08 | 1,80 | 9,88 | 259,12 | 934,02 | -674,90 | ||
0,051 | 0,043 | 0,008 | 13,07 | 1,11 | 14,19 | -1608,93 | -934,02 | -674,90 | ||
0,090 | 0,082 | 0,008 | 13,07 | -1,11 | 11,96 | -2187,52 | -2445,31 | 257,79 | ||
0,116 | 0,113 | 0,003 | 8,08 | -1,80 | 6,27 | -2188,34 | -3022,57 | 834,23 | ||
0,125 | 0,125 | 0,000 | 0,00 | 0,00 | 0,00 | -2187,52 | -2445,31 | 257,79 | ||
0,116 | 0,113 | 0,003 | -8,08 | 1,80 | -6,27 | -1608,93 | -934,02 | -674,90 | ||
0,090 | 0,082 | 0,008 | -13,07 | 1,11 | -11,96 | 259,12 | 934,02 | -674,90 | ||
0,051 | 0,043 | 0,008 | -13,07 | -1,11 | -14,19 | 2703,10 | 2445,31 | 257,79 | ||
0,015 | 0,012 | 0,003 | -8,08 | -1,80 | -9,88 | 3856,79 | 3022,57 | 834,23 | ||
0,000 | 0,000 | 0,000 | 0,00 | 0,00 | 0,00 | -2170,56 | -2315,42 | 144,86 | ||
5. Уравновешивание двигателя
Условия уравновешенности двигателя с любым числом цилиндров (при соблюдении равенства масс движущихся частей и идентичности протекания рабочего процесса во всех цилиндрах, а также обеспечении статической и динамической уравновешенности коленчатого вала) принято записывать в следующем виде:
а) результирующие силы инерции первого порядка и их моменты равны нулю: ?РJI = 0 и ?МJI = 0;
б) результирующие силы инерции второго порядка и их моменты равны нулю: ?РJII = 0 и ?МJII= 0;
в) результирующие центробежные силы инерции и их моменты равны нулю: ?Kr = 0 и ?МR = 0.
Таким образом, решение вопроса уравновешивания двигателей сводится к уравновешиванию лишь наиболее значительных сил и их моментов.
Четырехцилиндровый рядный двигатель с кривошипами, расположенными под углом 180°. Порядок работы двигателя 1−2-4−3 или 1−3-4−2. Промежутки между вспышками равны 180°. Коленчатый вал двигателя имеет кривошипы, расположенные под углом 180°.
Силы инерции первого порядка и их моменты при указанном расположении кривошипов взаимно уравновешиваются: ?РJ I =0 и ?МJ i = 0. Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направлены в одну сторону. Их равнодействующая
(5.1)
Силы инерции второго порядка можно уравновесить лишь с помощью дополнительных валов. Суммарный момент этих сил равен нулю: ?МJII= 0. Центробежные силы инерции для всех цилиндров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ?Kr = 0 и? МR = 0.
Для снижения нагрузки на коренные подшипники на коленчатый вал можно установить противовесы для уменьшения центробежных сил.
Уравновешивание двигателя снижает шумы и вибрации в двигателе, увеличивает его долговечность, но также увеличивает металлоемкость и трудоемкость производства
дизельный двигатель индикаторный тепловой
1) Лиханов В. А., Деветьяров Р. Р. Расчёт двигателей внутреннего сгорания: Учебное пособие. — Киров: Вятская ГСХА, 2005.-69 с.
2) Колчин А. И., Демидов В. П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. — М.: Высшая школа. 2002.-496 с.
3) Николаенко А. В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. — М.: Колос, 1984. — 335 с.