Научно-методичний центр
Научно-методический центр Санкт-Петербурга
Научные работы Доклады, курсовые, рефераты |
|
|
3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ . При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя . ТОПЛИВО : Степень сжатия e = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 81¸90 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . Например в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где От - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать : С+Н+От = 1 кг . ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА: Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода Оо , которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления , называется теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива : кг. кмоль. Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кг. топлива при a=0,9 : alo = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; aLo = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива mт = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси : М1 = 1/ mт + aLo = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль. При неполном сгорании топлива ( a<1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО2) , водяного пара (Н2О) , свободного водорода (Н2) , и азота (N2) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).: Мсо = 2*0,21*[(1-a)/(1+K)]*Lo = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль. МСО2 = С/12- Мсо = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль. МН2 = К* Мсо = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль. МН2О = Н/2 - МН2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль. МN2 = 0,792*aLo = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль. Суммарное количество продуктов сгорания : М2 = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль. Проверка : М2 = С/12+Н/2+0,792*aLo = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 . Давление и температура окружающей среды : Pk=Po=0.1 (МПа) и Tk=To= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда DТ = 20о С . Температура остаточных газов : Тr = 1030o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : PrN = 1.16*Po = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) . , где РrN - давление остаточных газов на номинальном режиме , nN - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим : Рr=Р0×( 1,035+ Ар×10-8 ×n2)= 0,1×(1,035+0,42867×10-8×54002) = 0,1×(1,035+0,125)=0,116 (Мпа) 3.1 ПРОЦЕСС ВПУСКА . Температура подогрева свежего заряда DТ с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается DТN =10о С . Тогда : DТ = Ат × (110-0,0125×n) = 0,23533×(110-0,0125×5400)= 10о С . Плотность заряда на впуске будет : , где Р0 =0,1 (Мпа) ; Т0 = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.) Þ r0 = ( 0,1*106)/(287*293) = 1,189 (кг/м3). Потери давления на впуске DРа , в соответствии со скоростным режимом двигателя (примем (b2+xвп)= 3,5 , где b - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , xвп - коэффициент впускной системы ) , DРа = (b2+xвп)* Аn2*n2*(rk /2*10-6) , где Аn = wвп/ nN , где wвп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (wвп = 95 м/с) , отсюда Аn= 95/5400 = 0,0176 . : rk = r0 = 1,189 ( кг/м3) .Þ DРа = (3,5× 0,1762×54002×1,189×10-6)/2 = (3,5×0,0003094×29160000×1,189×10-6) = 0,0107 (Мпа). Тогда давление в конце впуска составит : Ра = Р0 - DРа = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа). Коэффициент остаточных газов : , при Тк=293 К ; DТ = 10 С ; Рr = 0,116 (Мпа) ; Тr = 1000 K ; Pa= 0.0893 (Мпа);e = 8,2 , получим : gr = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057. Коэффициент наполнения : (К). 3.2 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ. Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия: Рс = Ра ×en = 0.0893× 8.21.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Тс = Та×e(n-1) = 340,6×8,20,37 = 741,918@ 742 (К). Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mcv’ = 20,16+1,74×10-3×Тс = 20,16+1,74×10-3×742 = 21,45 (Кдж/кмоль×град.) Число молей остаточных газов : Мr = a×gr×L0 = 0,95×0,057×0,516=0,0279 (кмоль). Число молей газов в конце сжатия до сгорания: Мс= М1+Мr = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль) 3.3 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ . Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( a<1) : mcв’’ = (18,4+2,6×a)+(15,5+13,8×a)×10-4×Тz= 20,87+28,61×10-4×Тz = 20,87+0,00286×Тz (Кдж/кмоль×К). Определим количество молей газов после сгорания : Мz = M2+Mr = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле : b = Мz / Mc = 0,5397/0,5 = 1,08 . Примем коэффициент использования теплоты xz = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. : Q = xz×(Hu-DQH) , где Hu - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., DQH =119950×(1-a)× L0 - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания : DQH = 119950×(1-0,95) ×0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда Q = 0,8×(42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (a<1) : , тогда получим : 1,08(20,87+0,00286*Тz)*Tz = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742 22,4Тz +0,003Тz2 = 86622 Þ 22,4 Тz +0,003 Тz2 - 86622 = 0 Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Рz = Pc*b*Tz /Tc = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Рzд = 0,85*Рz = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления : l = Рz / Рс = 6,524/1,595 = 4,09 3.4 ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ . С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n2 = 1,25 Давление и температура в конце процесса расширения : 6,524/13,876=0,4701(МПа).2810/1,7=1653 К Проверка ранее принятой температуры остаточных газов : 1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит : D= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия D< 1,7 . 3.5 ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА . Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле : =1,163 (МПа) . Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным jи = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим : рi = 0,96* рi’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) . Индикаторный К.П.Д. : hi = pi l0 a / (QH r0 hv ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Qн = 42,7 МДж/кг. Индикаторный удельный расход топлива : gi = 3600/ (QH hi ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч. 3.6 Эффективные показатели двигателя . При средней скорости поршня Сm = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Рм = А+В* Сm , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,75<1 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Рм = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа. Рассчитаем среднее эффективное давление : ре = рi - pм = 1,116-0,209= 0,907 МПа. Механический К.П.Д. составит : hм = ре / рi = 0,907/ 1,116 = 0 ,812 Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива : hе= hi hм = 0,388*0,812 = 0,315 ; ge = 3600/(QH hе) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч Основные параметры цилиндра и двигателя. 1. Литраж двигателя : Vл = 30×t Nе / (ре n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л. 2. Рабочий объем цилиндра : Vh = Vл / i = 2,205 / 6 = 0,368 л. 3. Диаметр цилиндра : D = 2×103×Ö Vh(pS) = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*103*0,0395 = 79,05 мм.@ 80 мм. 4. Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : Vл = pD2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л. 5. Площадь поршня : Fп = pD2 / 4 = 20096/4 = 5024 мм2 = 50,24 (см2). 6. Эффективная мощность двигателя : Nе = ре Vл n / 30t = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.). 7. Эффективный крутящий момент : Ме = (3*104 / p)(Ne /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (н×м) 8. Часовой расход топлива : Gт = Ne ×ge ×10-3 = 92,24×268×10-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 . 9. Удельная поршневая мощность : Nn = 4× Ne /i×p×D2 = (4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6 3.7 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ . Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при Ne=92,24 кВт. И n=5400 об/мин. Масштабы диаграммы :масштаб хода поршня 1 мм. ; масштаб давлений 0,05 МПа в мм. Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания : АВ = S/Ms = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / (e-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм. Максимальная высота диаграммы точка Z : рz / Mp = 6,524/0,05 = 130,48 мм. Ординаты характерных точек : ра / Мр = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; рс / Мр = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; рв / Мр = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : рr / Мр = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р0 / Мр = 0,1/0,05 = 2 мм. Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом : 1. Политропа сжатия : Рх = Ра (Vа Vх )n1 . Отсюда Рх / Мр = (Ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1 мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n1 = 1,377 . ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия :
ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .: Рх / Мр = Рв (Vв /Vх)n2 , отсюда Рх / Мр = (рв/Мр)(ОВ/ОХ)n2 , где ОВ= 85,4 ; n2 =1.25 Рис.1. Индикаторная диаграмма. 4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ . Кинематика кривошипно-шатунного механизма . Sn = (R+a)- ( R cos.a+acos.b)= R[(1+1/l)-( cos.b+1/l cos.b)] , где l =R / a , тогда Sn = R[(1+ l/4)-( cos.a+ l/4 cos.2a)] , если a=180о то Sn=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+l/4)-(-1+l/4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R Þ R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м. l=R/Lш Þ Lш = R/l= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. l= 0,25 Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа : Vп = dSn/dt = Rw( sina + l/2sin2a) , jn = d2Sn/dt = Rw2(cosa + lcos2a) , Угловую скорость найдем по формуле : w = pn/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с . ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения : 1- ( sina + l/2sin2a) ; 2- (cosa + lcos2a) Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5. ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с) | |||||||||||||||
a |
0 |
30 |
60 |
90 |
120 |
150 |
180 |
210 |
240 |
270 |
300 |
330 |
||||
Vп |
0 |
12,89 |
20,65 |
21,2 |
16,06 |
8,31 |
0 |
-8,31 |
-16,06 |
-21,2 |
-20,65 |
-12,89 |
||||
a |
360 |
390 |
420 |
450 |
480 |
510 |
540 |
570 |
600 |
630 |
660 |
690 |
||||
Vп |
0 |
12,89 |
20,65 |
21,2 |
16,06 |
8,31 |
0 |
-8,31 |
-16,06 |
-21,2 |
-20,65 |
-12,89 |
ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .
a
0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330
jп
14974
11872
4492
-2995
-7487
-8877
-8985
-8877
-7487
-2995
4492
11872
a
360
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690
jп
14974
11872
4492
-2995
-7487
-8877
-8985
-8877
-7487
-2995
4492
11872
Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .
Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа .
4.2 ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ.
Отрезок ОО1 составит : ОО1= Rl/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС :
АС = mj w2 R(1+l) = 0,5 Рz = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Рх = 3,262/0,05 = 65,24 мм.
Отсюда можно выразить массу движущихся частей :
Рассчитаем отрезки BD и EF :
BD = - mj w2 R(1-l) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .
EF = -3 mj w2 Rl = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ). Þ BD= EF
Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.
Силы инерции рассчитаем по формуле : Рj = - mj w2 R(cosa + lcos2a)
ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .
a
0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330
Рj
-3,25
-2.58
-0,98
0,65
1,625
1,927
1,95
1,927
1,625
0,65
-0,98
-2,58
a
360
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690
Pj
-3,25
-2,58
-0,98
0,65
1,625
1,927
1,95
1,927
1,625
0,65
-0,98
-2,58
Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра :
Определение движущей силы , где Р0 = 0,1 МПа , Рдв = Рr +Pj - P0 , где Рr - сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы :
N= Рдв*tgb ; Z = Рдв * cos(a+b)/cosb ; T = Рдв * sin(a+b)/cosb
ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы .
По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота кривошипа .
Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .
Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.
Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа
4.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА .
Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , называется набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре .
Суммарный набегающий крутящий момент будет : å Мкр = å (å Тi) Fп R , где Fп - площадь поршня : Fп = 0,005 м2 , ; R= 0,0375 м . - радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе : 1-4-2-6-3-5 .
Формула перевода крутящего момента : Мкр =98100* Fп R
Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа.
Определим средний крутящий момент : Мкр.ср = ( Мmax + Mmin)/2
Мкр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 н× м .
5. ВЫВОДЫ.
В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик.
Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов.
Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки .
6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.
1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980г.;
2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.: Машиностроение, 1967г.;
3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: «Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей» . Заполярный, 1997г..
Научно-методический центр © 2009 |
|