Тепловой расчет двигателя автомобиля

1. Выбор и обоснование параметров двигателя

2. Тепловой расчёт двигателя

2.1 Параметры рабочего тела

2.2 Процесс впуска

2.3 Процесс сжатия

2.4 Процесс сгорания

2.5 Процессы расширения и выпуска

2.6 Индикаторные параметры рабочего цикла

3. Построение индикаторной диаграммы

3.1 Скругление индикаторной диаграммы

4. Кинематический расчет

5. Динамический расчет двигателя

5.1 Силы давления газов

5.2 Приведение масс частей КШМ

5.3 Силы инерции

5.4 Удельные силы

5.5 Крутящие моменты

5.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала Заключение Список литературы

В настоящее время двигатели внутреннего сгорания (ДВС) являются наиболее распространенными источниками получения энергии. Особенно велико их количество в автомобильном транспорте. Их суммарная мощность превышает мощности всех других видов двигателей. Потребление топлива и выброс продуктов сгорания исчисляются миллиардами тонн. Состояние окружающей среды в большой мере зависит от совершенства двигателей. Поэтому к ним предъявляются всё более жёсткие требования.

Среди различных важнейших требований можно выделить: достижение высокой топливной экономичности; удовлетворение растущих экологических требований, таких как малая токсичность выбросов, рост надёжности, компактности, снижение материалоёмкости и массы, трудоёмкости изготовления и эксплуатации. Все эти требования невозможно решить без создания систем двигателей с высокими технико-экономическими показателями. Для этого чтобы создаваемый двигатель удовлетворял этим требованиям, необходимо при его использовании, проектировать новые конструкторские решения. Однако, это не отрицает возможности применения хорошо зарекомендованных конструкций, а также узлов и деталей. При создании новых двигателей и их семейств большое внимание уделяется степени их стандартизации и унификации.

В настоящее время в качестве силовых установок легковых автомобилей используют главным образом четырёхтактные бензиновые ДВС с искровым воспламенением (карбюраторные и с впрыском топлива). Эти двигатели отличаются хорошими массогабаритными показателями, высокой литровой мощностью и низкой стоимостью производства, обеспечивают хорошую динамику автомобиля. Но им присущи и недостатки: низкая экономичность и большое количество вредных выбросов. Поэтому в настоящее время в двигателях с искровым зажиганием получают повсеместное распространение применение различных системы впрыска топлива взамен карбюраторов. Это позволяет весьма существенно повысить экономичность двигателя за счет обеспечения его работы на обедненных смесях, что также сказывается и на снижении токсичности выбросов.

На сегодняшний день двигатели для легковых автомобилей малого и среднего класса имеют номинальные мощности от 65 до 150 кВт, при 4000…7200 об/мин. Число цилиндров в них составляет от 4-х (при рядной компоновке) до 12 (при V-образной компоновке), а рабочий объём от 1,5 до 2 л. Для обеспечения высокой экономичности степень сжатия в современных бензиновых двигателях составляет 8 — 12 и ограничивается детонационной стойкостью топлива.

1. Выбор и обоснование параметров двигателя

По условию задания для расчета курсовой работы дан двигатель от автомобиля ВАЗ 21 083. Выбору подлежат пять параметров: степень сжатия е, которая по условия задания равна е=10,5; отношение хода поршня к диаметру цилиндра с=S/D, который из условия задания равен с=71/82=0,86; число цилиндров, которое равно 4; способ смесеобразования — внешнее смесеобразование, коэффициент избытка воздуха по условию б=0,9; вид и марка применяемого топлива — бензины марок АИ-92 и АИ-95.

2. Тепловой расчёт двигателя

В соответствии с заданной степенью сжатия, можно использовать бензин марки Премиум-95.

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина:

С = 0,855; Н = 0,145; и m_т = 115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива:

H_u = 33,91C + 125,60H — 10,89(O — S) — 2,51(9H + W) =

= 33,91•0,855 + 125,6•0,145 — 2,51•9•0,145 = 43,93 МДж/кг = 43 930 кДж/кг.

2.1 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кмоль возд/кг топл.;

кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха принимаем равным б = 0,90.

Определим количество горючей смеси:

кмоль гор. см/кг топл.

Определим количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К = 0,5.

кмоль СО₂/кг топл.;

кмоль СО/кг топл.;

кмоль Н₂О/кг топл.;

кмоль Н₂/кг топл.;

кмоль N₂/кг топл.

Определим общее количество продуктов сгорания:

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя:

p_k = p₀ = 0,1 МПа, T_k = T₀ =293 єK.

Температуру остаточных газов принимаем равную T_r = 1060 єK.

Давление остаточных газов на номинальном скоростном режиме работы двигателя определим по зависимости:

p_rN = 1,18p₀ = 1,18•0,1 = 0,118 МПа.

Давление остаточных газов на режиме номинальном мощности двигателя определим по зависимости:

где

2.2 Процесс впуска

ДT_N = 8 єC

Определим плотность заряда на впуске:

кг/м³,

где R_В = 287 Дж/(кг•град) — удельная газовая постоянная для воздуха.

Определим потери давления на впуске.

МПа, где

м/с.

Определим давление в конце впуска:

МПа.

Коэффициент остаточных газов рассчитаем по зависимости:

где — коэффициент очистки;

— коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме.

Определим температуру в конце впуска:

К.

Коэффициент наполнения:

2.3 Процесс сжатия

Определим давление в конце сжатия:

МПа, где — принятый средний показатель политропы сжатия.

Определим температуру в конце сжатия:

єК.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия, кДж/(кмоль•град) определяется по формулам:

а) свежей смеси

(mc_н) ^tc_to= 20.6+0,2638(822−273)=22,05 кДж/(кмоль•град) б) остаточных газов (mc_н) ^tc_to — определяется методом интерполяции

(mc_н) ⁵⁰⁰₀=23,867 +(24,014−23,867)(0,01/0,05)=23,8964 кДж/(кмоль•град);

где 23,867 и 24,014-значения теплоемкости продуктов сгорания при 500є и соответственно =0,9 и =0,95,взятые по табл. 3,8;

(mc_н) ⁶⁰⁰₀ = 24,284 +(24,440−24,284)(0,01/0,05)= 24,2992;

где 24,284 и 24,440- значения теплоемкости продуктов сгорания при 600є соответственно при = 0,9 и =0,95,взятые по табл. 3,8;

Теплоемкость продуктов сгорания при t_c = 549єC и =0,9

(mc_н) ^tc_to =23,8964+(24,2992−23,8964)· (82/100)=24,2267 кДж/(кмоль•град).

в) рабочей смеси:

=1/(1+0,0387)(22,05+0,0387*24,2267)=22,1311 кДж/кмоль*град

2.4 Процесс сгорания

Определим коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Определим коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

Определим количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания рабочей смеси:

кДж/кг.

Определим теплоту сгорания рабочей смеси:

кДж/кмоль раб.см.

Определим среднюю мольную теплоёмкость продуктов сгорания:

кДж/(кмоль•град).

Коэффициент использования теплоты принимаем равным

откуда

єС;

єК.

Определим максимальное давление сгорания теоретическое:

МПа.

Определим максимальное давление сгорания действительное:

МПа.

Определим степень повышения давления:

2.5 Процессы расширения и выпуска

Принимаем средний показатель адиабаты расширения k₂ = 1,2514, а средний показатель политропы расширения n₂ = 1,2514.

Определим давление в конце процесса расширения:

МПа.

Определим температуру в конце процесса расширения:

єК.

Проверим ранее принятую температуру остаточных газов:

єК.

%.

2.6 Индикаторные параметры рабочего цикла

Определим теоретическое среднее индикаторное давление:

МПа.

Определим среднее индикаторное давление:

МПа.

Определим индикаторный КПД:

Определим индикаторный удельный расход топлива:

г/(кВт•ч).

Эффективные показатели двигателя. Среднее давление механических потерь определяется по зависимости:

МПа.

где — средняя скорость поршня, определяется по зависимости:

м/с, где S = 71 мм — ход поршня.

Определим среднее эффективное давление:

Определим механический КПД:

Определим рабочий объём одного цилиндра:

л.

Определим эффективный КПД:

Определим эффективный удельный расход топлива:

г/(кВт•ч).

Основные параметры и показатели двигателей определяются по окончательно принятым значениям D и S:

площадь поршня F_п = (3,14· 82²·10^-6)/4 = 0,527 м²

литраж двигателя л;

мощность двигателя

кВт;

крутящий момент

Н· м;

часовой расход топлива

л.

3. Построение индикаторной диаграммы

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня М_S = 1 мм в мм; масштаб давлений М_р = 0,05 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующие объему цилиндра и объему камеры сгорания АВ =S/М_s =71/1,0=71 мм;

ОА =АВ/(10,5−1) =7,5 мм Максимальная высота диаграммы (точка z):

р_z / М_р =8,43/0,05 =168,6 мм.

Ординаты характерных точек:

р_а/ М_р =0,0850/0,05=1,7 мм;

р_с/ М_р =2,17/0,05=43,4 мм;

р_b/ М_р =0.445/0,05=8.9 мм;

р_r/ М_р =0,118/0,05=2,36 мм;

р_о/ М_р =0,1/0,05=2 мм;

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия р_х=р_а(V_а/V_х)ⁿ¹. Отсюда р_х/ М_р = (р_а/ М_р)(ОВ/ОХ) ⁿ¹ = 1,7(78,5/ОХ)^1,373 мм, где ОВ = ОА+АВ= 7,5+71 =78,5 мм.

б) политропа расширения р_х=р_b(V_b/V_х)ⁿ² .

Отсюда р_х/ М_р = (р_b/ М_р)(ОВ/ОХ) ⁿ² = 8.9(78,5/ОХ)^1.2514 мм.

Результаты расчета точек политроп приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1 — Результаты расчета точек политроп

3.1 Скругление индикаторной диаграммы

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемые двигатели достаточно быстроходные, то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки.

В связи с этим начало открытия впускного клапана (точка) устанавливается за 18° до прихода поршня в ВМТ, а закрытие (точка) — через 60° после прохода поршнем НМТ. Начало открытия выпускного клапана (точка) принимается за 55° до прихода поршня в НМТ, а закрытие (точка) — через 25° после прохода поршнем ВМТ. Учитывая быстроходность двигателей, угол опережения зажигания (точка) принимается равным 35°.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек, ,, и по формуле

(3.2)

где — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Выбор величины производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимаем л =0,285; АВ =71 мм.

Расчеты абсцисс точек, ,, и свести в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 — Абсциссы точек, ,, и

Положение точки определяется из выражения

. (3.3)

р_с = 1,25· 2,17 = 2,71 МПа р_с /0,05 =2,71 /0,05 = 54,2 мм.

Точка обычно располагается между точками и .

Действительное давление сгорания р_zд определяется по формуле р_zд = 0,85 р_{z .} (3.4)

р_zд = 0,85· 8,43 = 7,17 МПа, р_zд/ М_р = 7,17 / 0,05 = 143,4 мм.

Нарастание давления от точки с до z_д составляет р_zд — р _с = 7,17−2,71 = 4,46 МПа или 4,46/12 = 0,372 МПа/ град п.к.в., где 12єположение точки z_д по горизонтали (для упрощения дальнейших расчетов можно принять, что действительное максимальное давление сгорания р _zд достигается через -10є после ВМТ, то есть при повороте к/в на 370є.

Соединяя плавными кривыми точки с, с и далее с и кривой расширения с и линией выпуска, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму.

4. Кинематический расчет

Радиус кривошипа R= S / 2 = 71 / 2 = 35,5 мм Длинна шатуна, при = 0,285

L_ш = R / = 35,5 / 0,285 = 125 мм Угловая скорость коленчатого вала

= n / 30 = 6000 / 30 = 628 рад/с Перемещение поршня мм Скорость поршня:

Ускорение поршня:

Результаты расчета заносим в таблицу

Таблица 4.1 — Результаты кинематического расчета

5. Динамический расчет двигателя

5.1 Силы давления газов

Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса, мм

(R· л)/(2·М_s) =(35,5· 0,285) / (2· 1) = 5,06 мм где М_s — масштаб хода поршня по индикаторной диаграмме.

Масштабы диаграммы: М_р=0,05 МПа в мм, М_ц=3^о в мм.

По развернутой диаграмме определяют значения и заносят в графу 2 сводной таблицы 5.2 динамического расчета.

5.2 Приведение масс частей КШМ

С учетом диаметра цилиндра, отношения S/D рядного расположения цилиндров и достаточно высокого значения Р_z устанавливаются следующие массы.

Масса поршневой группы, кг, (для поршня из аллюминивого сплава принято m_n = 100 кг/м²)

. (5.1)

m_n = 100· 0,527 = 0,527 кг.

Масса шатуна, кг, (для стального кованного шатуна принято m_ш = 150 кг/м²)

(5.2)

m_ш = 150· 0,527 = 0,7905 кг.

Масса неуравновешенных частей одного колена, кг, (для литого чугунного вала принято m_к = 140 кг/м²)

. (5.3)

m_k = 140· 0,527 = 0,7378 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца, кг, определяется по формуле

. (5.4)

m_ш._n = 0,275· 0,7905 = 0,217 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа, кг, определяется по формуле

. (5.5)

= 0,725· 0,7905 = 0,573 кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение, кг, определяются по формуле

. (5.6)

= 0,527 +0,217 = 0,744 кг.

Массы, совершающие вращательное движение, кг, определяются по формуле

. (5.7)

m_R = 0,7378 +0,573= 1,311 кг.

5.3 Силы инерции

При проведении динамических расчетов двигателей целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесенными к единице площади поршня.

По формуле (4.4) определяют значения, м/с², и заносят их в графу 3 таблицы 5.2. Затем определяют значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, МПа, (графа 4) по формуле

. (5.8)

р_j = (-j· 0,744·10^-6)/ 0,527= -j· 0,141 МПа Центробежная сила инерции вращающихся масс, кН, определяется по формуле

.(5.9)

К_R = - 1.311· 0,0355·628²·10^-3 =-18,354 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна, кН, определяется по формуле

. (5.10)

К_R.ш= -0,573· 0,0355·628²·10^-3 = - 8,022 кН Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа, кН, определяется по формуле

. (5.11)

К_RK = -0,7378 · 0,0355 · 628² · 10^-3 = -10,33 кН В формулах (5.9) — (5.11) значение в м.

5.4 Удельные силы

Удельная сила, МПа, сосредоточенная на оси поршневого пальца

(графа 5) определяется по формуле

. (5.12)

Удельная нормальная сила, МПа, (графа 6) определяется по формуле

(5.13)

где — определяется из таблиц 1.

Удельная сила, МПа, действующая вдоль шатуна (графа 7) определяется по формуле

(5.14)

где () — определяется из таблиц 1.

Удельная сила, МПа, действующая по радиусу кривошипа (графа 8) определяется по формуле

(5.15)

где — определяется из таблицы 1.

Удельная тангенциальная сила, МПа, (графа 9) определяется по формуле

(5.16)

где — определяется из таблицы 1.

По данным таблицы 5.2 строят графики изменения удельных сил в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала.

Полная сила, действующая по радиусу кривошипа, кН, определяется по формуле

. (5.17)

Полная тангенциальная сила, кН, определяется по формуле

. (5.18)

= р_Т· 0,527 · 10³, кН Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа, кН, определяется по формуле

. (5.19)

Среднее значение тангенсальной силы за цикл по площади заключенной между кривой Р_т и осью абсцисс:

р_тср =(УF₁— УF₂)М_р/ ОВ (5.20)

р_тср =(1533- 986,8)0,05/ 180 =0,178 Мпа По данным таблицы 5.2 строят графики изменения удельных сил в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала.

5.5 Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра М_кр.ц, Нм М_кр.ц =Т· R (5.21)

М_кр.ц = Т· 0.0355·10³, Нм Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками и:

и =720/i (5.22)

и =720/4 =180є.

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляем табличным методом (табл. 5.3) через каждые 30є угла поворота к/в и по полученным данным строится кривая М_кр в маштабе М_м =10 Нм в мм.

Таблица 5.3 — Суммирование значений крутящих моментов

Средний крутящий момент двигателя по площади, заключенной под кривой М_кр

М_кр.ср =(УF₁— УF₂)М_и/ ОА = 107,05 Нм.

Максимальный и минимальный крутящие моменты М_кр.max =683 Нм;

М_кр.min = -282 Нм;

5.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку рядного двигателя, составляем табл.5.4, в которую из табл.5.2 переносим значения силы Т.

Таблица 5.4 — Значения полных сил в зависимости от ^є

Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа Р_к, кН:

Р_к = К + К_Rш =К — 8,022 (5.23)

где К = р_кF_п = р_к· 0,527·10³.

Результирующая сила R_шш., действующая на шатунную шейку, подсчитывается графическим сложением векторов сил Т и Р_К при построении полярной диаграммы.

Масштаб сил на полярной диаграмме для суммарных сил М_р=0,2 кН в мм. Значения R_ш для различных заносят в таблицу 5.4 и по ним строим диаграмму R_ш.ш в прямоугольных координатах.

По развернутой диаграмме R_ш.ш определяем

R_ш. ш.ср = F· М_р / ОВ = 6129· 0,2/240 = 13,7 кН;

R_ш. ш.max = 21,12 кН; R_{ш. ш мin.} = 6,4 кН, где ОВ — длина диаграммы, мм; F — площадь под кривой R_ш.ш, мм.

По полярной диаграмме строим диаграмму износа шатунной шейки.

Сумму сил R_{ш.ш j}, действующих по каждому лучу диаграммы износа (от 1 до 12), определяем с помощью таблицы 5.5 (значения R_ш. ш.i в таблице 5.5. выражены в кН). По данным таблицы 5.5 в масштабе М_р = 50 кН в мм по каждому лучу откладываем величины суммарных сил У R_ш. ш.i от окружности к центру.

По лучам 4 и 5 силы У R_ш. ш.i не действуют, а по лучам 6, 7 и 8 действуют силы только в интервале 360є390є.

По диаграмме износа определяем расположение оси масляного отверстия (_м = 69є).

Таблица 5.5 — Значения R_{ш. ш i,} кН, для лучей

Заключение

двигатель сжатие поршневой давление В данной курсовой работе мною был произведен тепловой расчет автомобильного двигателя. В частности, были рассчитаны процессы впуска, сжатия, сгорания и расширения. Также были рассчитаны параметры рабочего цикла, эффективные показатели двигателя. Произведено построение индикаторной диаграммы карбюраторного двигателя. Рассчитана кинематика и динамика двигателя.

Колчин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 2010. — 400 с.

Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа двигателей поршневых и комбинированных / Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М.: Машиностроение, 2012. — 288 с.

Лышевский А. С., Ватлин Ю. Г., Лобков А. В. Расчет поршневых двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. Новочеркасск: НПИ, 2009. — 88 с.