Курсовая работа: Тепловой и динамический расчет двигателя

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра “Двигатели внутреннего сгорания”

“Тепловой и динамический расчет двигателя”

Курсовая работа

по дисциплине “Основы термодинамики и конструирования двигателей ”

Выполнил: Дач В.М.

Руководитель: Кухарёнок Г.М.

Минск 2017

Введение

Тепловой расчет двигателя служит для определения параметров рабочего тела в цилиндре (рабочей полости) двигателя, а также оценочных показателей процесса, позволяющих определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

В основе приведенной методики расчета лежит метод В.И. Гриневецкого, в дальнейшем усовершенствованный Е.К. Мазингом. Н.Р. Брилингом, Б.С. Стечкиным и др.

Проведение теплового расчета позволяет освоить связь между отдельными элементами рабочего цикла и получить представление о влиянии различных факторов на показатели двигателя в целом.

Задачей динамического расчета является определение сил, действующих в механизмах преобразования энергии рабочего тела в механическую работу двигателя.

Как правило, тепловой и динамический расчеты выполняются для режима номинальной мощности.

1. Исходные данные для теплового расчета поршневого двигателя внутреннего сгорания

Ne-эффективная мощность, кВт;

n-частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;

ф- тактность;

н-число цилиндров двигателя;

S-ход поршня, м;

D-диаметр цилиндра, м;

б-коэффициент избытка воздуха;

е-степень сжатия;

2. Тепловой расчет и определение основных размеров двигателя

2.1 Процесс наполнения

В результате данного процесса цилиндр двигателя наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются: p0 = 0,10 МПа, Т0=298К для автомобильных двигателей. Давление остаточных газов в зависимости от типа двигателя рr = (1,05…1,25)po; исходя из этого принимаем рr=0,11 МПа.

Температура остаточных газов выбирается в зависимости от типа двигателя с учетом того, что для дизельных двигателей она изменяется в пределах Тr = 900…1050 К, исходя из этого принимаем Тr = 1000 К

В зависимости от типа двигателя температура подогрева свежего заряда Т = -5…30 К, примем Т = 10 К

Давление в конце впуска

Рa=Р0-Рa.

Величина потери давления на впуске Ра колеблется в пределах:

для дизельных двигателей Рa = (0,04…0,18)Рo, тогда

Рa = 0,1* Р0

Рa = 0,1*0,1 = 0,01

Ра = 0,050,1=0,005 МПа

Рa=0,100,01=0,09 МПа

Коэффициент остаточных газов :

Величина коэффициента остаточных газов гr изменяется в пределах:

для дизелей гr =0,02…0,06.

где - степень сжатия. =15

Температура в конце впуска

В современных двигателях температура в конце впуска бывает:

для дизелей Ta=(310…350).

Коэффициент наполнения

Величина коэффициента наполнения для дизелей изменяется в пределах: зv=0,8…0,9.

2.2 Процесс сжатия

Давление в конце сжатия

Температура в конце сжатия

В этих формулах n1 - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах n1 = 1,34…1,42. Принимаем n1 = 1,38 , тогда

Pс =0.09*15 1,38 =3,78

Tc =324,2*15 0.38 =907,3

Для автотракторных двигателей давление и температура в конце сжатия изменяется в пределах (табл. 1):

Таблица 1

2.3 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания1 кг жидкого топлива

где qс; qh; qo - cредний элементарный состав топлива в долях кг соответственно углерода, водорода и кислорода. Для дизельного топлива принимают:

qс = 0,86; qh= 0,13; qo= 0,01;

Количество молей свежего заряда для дизельных двигателей

=1,5 - коэффициент избытка воздуха .

Количество продуктов сгорания при работе двигателей на жидком топливе при .>=1

Теоретический коэффициент молекулярного изменения

Действительный коэффициент молекулярного изменения

Величина м для дизелей изменяется в пределах м=1,01…1,06.

Низшую теплоту сгорания дизельного топлива принимаем:

Hu = 42500 кДж/кг

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда определяется по формуле:

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания для дизельных двигателей определяется по формуле:

Значение коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей при работе на нормальном режиме о=0,65…0,85

Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению:

Примем коэффициент использования тепла = 0,75. Решая совместно два последних уравнения, находим TZ

Величину степени повышения давления для дизелей выбирают в следующих пределах:

для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием

Примем степени повышения давления

TZ=1877.1 К

Величина теоретического максимального давления цикла:

Действительное давление цикла

Таблица 2

2.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения для дизельных двигателей

Численное значение степени повышения давления k в неразделенных камерах сгорания- k=1,7…2,2

Степень последующего расширения:

Величина среднего показателя политропы расширения для дизельных двигателей n2 = 1,15…1,28. Выбираем n2 = 1,2.

Температура в конце расширения:

Давление в конце расширения:

Примерные значения Pb и Tb для автотракторных двигателей следующие:

Таблица 3

2.5 Процесс выпуска

Параметрами процесса выпуска (Рr и Тr) задаются в начале расчета процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин Рr и Тr проверяется по формуле проф. Е. К. Мазинга:

Погрешность вычислений составляет:

Т.к. погрешность вычислений не превышает 10% ,то величина Тr выбрана правильно.

2.6 Индикаторные показатели

Среднее индикаторное давление теоретического цикла для дизельных двигателей подсчитывается по формуле:

Среднее индикаторное давление действительного цикла

где п - коэффициент полноты диаграммы, который принимается для дизельных двигателей п = 0,92...0,95. Принимаем п = 0,94

Величина Рi для дизельных двигателей без наддува изменяется в следующих пределах Рi=0,75…1,05

Индикаторный КПД для дизельных двигателей подсчитывается по формуле

Удельный индикаторный расход топлива определяется по уравнению

г/кВт*ч

Величина индикаторного КПД для автотракторных дизельных двигателей

зi= 0,40…0,63

2.7 Эффективные показатели

Механический КПД дизельного двигателя =0,70…0,80. Принимаем =0,75

Тогда среднее эффективное давление:

а эффективный КПД

Удельный эффективный расход топлива

г/кВт*ч

Для существующих дизельных двигателей эффективные показатели могут иметь следующие величины (табл. 4);

Таблица 4

2.8 Основные показатели и размеры цилиндра двигателя

двигатель дизельный сжатие цикл

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя

где, Ne =68 кВт;

Ре =0,62 МПа;

n=2000 об/мин;

= 4 для четырехтактных двигателей

Рабочий объем одного цилиндра:

где i - число полостей двигателя.

Диаметр цилиндра:

Ход поршня:

S=D*(S/D);

S=0,121*1.2=0,145 м

Полученные теоретические значения D и S округляем до ближайшего четного или пяти. По окончательно принятым значениям D=0,121м и S=0,145м определяем основные параметры и показатели двигателя:

Литраж двигателя :

эффективную мощность:

эффективный крутящий момент :

среднюю скорость поршня: часовой расход жидкого топлива:

часовой расход жидкого топлива:

Определим погрешность вычисления Ne:

Литровая мощность определяется по формуле:

Величина литровой мощности для автотракторных дизельных двигателей колеблется в пределах:

2.9 Сводная таблица результатов теплового расчета

Таблица 5

2.10 Анализ полученных результатов

Проведя тепловой расчет, определили параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, давление в камере сгорания и температуру рабочего тела, а также произвели оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

Так как данные расчета не вышли за пределы средней расчетной величины для каждого значения (см. табл. 5), то тепловой расчет выполнен верно и погрешность расчетов является минимальной величиной.

Погрешность вычислений Ne составила 4,7%, а погрешность выбора температуры Тr составила 3,9%<10%.

3. Динамический расчет

Порядок выполнения расчета для поршневого двигателя

Динамический расчет кривошипно-шатунный механизм выполняется с целью определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. Результаты динамического расчета используются при расчете деталей двигателя на прочность и износ.

В течении каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для характера изменения сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда различных положений вала через каждые 30 град ПКВ. В отдельных случаях через 10 град ПКВ.

Последовательность выполнения расчета следующая:

Строим индикаторную диаграмму в координатах р-V.

Перестраиваем индикаторную диаграмму, выполненную по результатам теплового расчета, в координаты р-ц.

Определяем силу давления газов на днище поршня для положений коленчатого вала, отстоящих друг от друга на 30° ПКВ в пределах (0…720)° ПКВ.

За начало отсчета принимаем такое положение кривошипа когда поршень находится в начале такта впуска.

Силу давления газов на днище поршня определяем по формуле:

(1)

Результаты расчета заносятся в табл. 5.

Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:

(2)

Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения:

, (3)

где ч-доля массы шатуна, отнесенная к возвратно-поступательно движущимся массам

ч=0,25.

Значения mп и mш берутся из справочника. mп = 2,54 кг, mш=2,7 кг.

Угловая скорость щ, входящая в формулу(2):

, (4)

При известной величине хода поршня S радиус кривошипа

(5)

Находим суммарную силу, действующую в кривошипно-шатунном механизме. Определение этой силы ведем путем алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс: