Тепловой расчет проектируемого двигателя
Кафедра (предметная комиссия) «Транспортные машины»____________ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Студет Пронин В.В. код _________ группа10МД1 (фамилия, инициалы)
1. Тема ______«Конструирование ДВС»_______________________ ________________________________
2. Срок представления работы к защите “___” _________ 201__г.
3. Исходные данные для проектирования (научного исследования) _______ Дизельный двигатель для магистрального тягача. Номинальная мощность двигателя 160 кВт. Номинальная частота вращения коленчатого вала 2500 мин-1.Рекомендуемый прототип 8ЧН 12/12. Провести тепловой расчет ДВС, для деталей поршневой и шатунной группы.______________________
4. Содержание пояснительной записки курсового проекта (работы): 4.1. Выбор основных параметров двигателя__________________________ 4.2. Определение параметров рабочего цикла двигателя________________ 4.3. Тепловой расчет двигателя_____ 4.4. Определение теоретических характеристик двигателя_______________ 4.5. Построение индикаторной диаграммы___________________________ 4.6. Тепловой баланс двигателя____ 4.7. Скоростные характеристики двигателя___________________________ 5. Перечень графического материала: _1-й графический лист индикаторная диаграмма ДВС.
Руководитель работы _____________ ____________________ (подпись, дата) (инициалы, фамилия)
Задание принял к исполнению ____________ “___” _________ 201__ г.
Реферат Курсовой проект состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части. Содержит тепловой, кинематический, динамический и прочностной расчет автотракторного двигателя: Расчет рабочего цикла двигателя; Определение основных размеров двигателя; Эффективные и экономические показатели двигателя; Тепловой баланс двигателя; Построение индикаторной диаграммы; Скоростные характеристики двигателя; Кинематический расчет КШМ; Динамический расчет двигателя; Прочностные расчеты основных деталей.
Введение Современные поршневые двигатели внутреннего сгорания достигли высокой степени совершенства, продолжая тенденцию непрерывного роста удельных (литровой и поршневой) мощностей, снижения удельной материалоемкости, токсичности отработанных газов, снижения удельных расходов топлива и масел, повышения надежности и долговечности. Анализ тенденций развития конструкций тракторов и автомобилей показывает большую перспективность применения поршневых двигателей в ближайшие 10 ...15 лет. Важным элементом подготовки инженеров данного направления является курсовая работа по разделу «Теория рабочих процессов в ДВС». Цель курсовой работы состоит в овладении методикой и навыками самостоятельного решения по проектированию и расчету автотракторных двигателей внутреннего сгорания на основе приобретенных знаний при изучении дисциплины «Теория рабочих процессов и моделирование ДВС». Проектирование двигателя включает: тепловой, кинематический, динамический и прочностной расчеты двигателя. Тепловой расчет проектируемого двигателя
Тепловой расчёт позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя. Он даёт исходные данные для кинематического, динамического расчётов, а также расчётов теплонапряженного состояния основных деталей двигателя.
1.1 Выбор недостающих исходных данных. Исходя из требования обеспечить приемлемые динамические качества грузового автомобиля, примем, что на 1 тонну его массы должна приходиться мощность 6…16 кВт. Тогда требуемая мощность двигателя
Рабочий объём двигателя: iVh' = 10,85 л. Таким образом, требуемая литровая мощность двигателя Полученный показатель литровой мощности может быть обеспечен только при использовании наддува. Оценим потребные давления за компрессором Рк для номинального режима и режима максимального крутящего момента, приняв в соответствии с современными требованиями Зададимся номинальной частотой вращения Основные расчетные частоты вращения для дизелей: 1) режим минимальной частоты 2) режим наибольшего крутящего момента ; 3) промежуточный режим
4) Максимальная частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода, ограниченная регулятором . Примем степень сжатия двигателя ε = 17, что с одной стороны позволит избежать чрезмерных значений Рz, а с другой стороны обеспечит надёжный запуск двигателя. Будем считать, что в двигателе реализуется объёмное смесеобразование в неразделённых камерах сгорания. У дизелей для обеспечения выгодного протекания ВСХ применяют прямой корректор подачи топлива, с которым коэффициент избытка воздуха α возрастает по мере увеличения частоты вращения. Наименьшим значениям α соответствует частота nм, при которой развивается наибольший крутящий момент. Для снижения дымности при частотах вращения n < nм, используется обратный корректор, обедняющий смесь. У дизелей с наддувом значения α следует задавать на 10…20% выше, чем у безнаддувных – во избежание чрезмерных тепловых нагрузок на детали ЦПГ. Характер зависимости Тr(n) формируется, в основном, под влиянием изменения цикловых подач топлива прямым и обратным корректорами. Основные свойства дизельного топлива – средний элементарный состав, молекулярная масса mт, низшая теплотворная способность Нu , теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива l0 (или L0), приведены в таблице 1.1. Таблица 1.1 – Основные свойства дизельного топлива
Теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1кг топлива , Теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива , . Коэффициент избытка воздуха , . Низшая теплота сгорания топлива , . Для более полной характеристики тепловой оценки топлива необходимо знать не только теплоту сгорания самого топлива, но и теплоту сгорания топливовоздушной смеси. Теплота сгорания рабочей смеси: , Потребные значения давления Рк за компрессором для обеспечения заданной мощности Ne дизеля и характера кривой крутящего момента ориентировочно определяют в следующем порядке: Для номинального режима работы двигателя Исходя из эмпирических данных при среднем наддуве давление за компрессором , где . Температура за компрессором ,
где - показатель политропы сжатия в компрессоре. . Глубина охлаждения заряда в ОНВ , Для расчёта процессов газообмена необходимо задаться некоторыми параметрами впускной и выпускной систем. Для лучшего наполнения и очистки на каждый цилиндр устанавливается по два впускных и выпускных клапана. Диаметр и высота подъема впускных клапанов, соответственно . Общая площадь сечения клапанных щелей . Коэффициент гидравлического сопротивления впускного клапана ; , где . Коэффициент расхода впускного клапана . Диаметр каждого выпускного клапана Общая площадь сечения выпускных клапанов . Коэффициент гидравлического сопротивления выпускного клапана ; ,
где Коэффициент расхода выпускного клапана 1.2 Определение параметров рабочего тела. Количество горючей смеси . , Количество отдельных компонентов продуктов сгорания обогащенной смеси (α > 1): - углекислый газ , ; - водяной пар , ; - кислород , ; - азот , . Общее количество продуктов сгорания ,
1.3 Расчёт основных процессов цикла. Процессы газообмена. Основная задача расчёта газообмена состоит в определении количественных и качественных показателей наполнения цилиндров свежим зарядом и очистки их от отработавших газов. Степень очистки и наполнения цилиндра определяется потерями давления свежего заряда в различных элементах впускной трассы. Потеря давления в воздухоочистителе (МПа) , где для дизелей при работе на номинальной мощности. Давление за воздухоочистителем (МПа) , Плотность заряда за воздухоочистителем (кг/м3) , Степень повышения давления в компрессоре ,
- принятое значение давления за компрессором (МПа). Температура за компрессором , где nк – показатель политропы сжатия в компрессоре. Ориентировочно, для центробежных компрессоров nK = 1,2…1,6. Снижение давления в ОНВ , где (для дизелей). Давление за охладителем наддувочного воздуха , . Температура заряда за ОНВ , . Потеря давления во впускном трубопроводе (МПа) , где (для дизелей). Давление во впускном трубопроводе, перед клапаном (МПа) . Средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускного клапана (м/с) Плотность заряда во впускном трубопроводе перед клапаном (кг/м3) , . Потеря давления во впускном клапане (МПа) , . Давление в цилиндре в конце впуска (МПа) , Давление остаточных газов (МПа) , , где - давление в выпускной системе , Зададимся подогревом заряда при впуске ΔТ от стенок впускного трубопровода (коллектора), стенок цилиндра и днища поршня. При значения ΔТ составляют: 20…30 К - у дизелей с наддувом. При подогрев ΔТ: 10…15 К - у дизелей с наддувом. Изменение подогрева по частоте вращения принимается линейным. Зададимся значением коэффициента до зарядки Коэффициент остаточных газов
где температура остаточных газов для дизелей. Температура заряда в цилиндре в момент окончания впуска (К) , , где - коэффициент, учитывающий различие теплоемкости свежего заряда и остаточных газов. Коэффициент наполнения, характеризующий качество процессов теплообмена
1.4 Процессы сжатия и сгорания. Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси , Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси , Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кмоль , Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания при температуре tс°=564 C, определяется по таблице с помощью интерполяции, кДж/(кмоль К) где 23,157 и 23,320 значения теплоемкости продуктов сгорания при 500 соответственно при где 23,541 и 23,716 значения теплоемкости продуктов сгорания при 600 соответственно при
Тогда средняя мольная теплоемкость при 564 будет равна Мольная теплоёмкость смеси свежего заряда и остаточных газов, кДж/(кмоль К) , , где , . , . Показатель политропы сжатия: , . Расчетное давление окончания сжатия в точке с2 (ВМТ), МПа: , Температура окончания сжатия (К): , или . Коэффициент использования тепла при сгорании определяем, основываясь на статистических данных для двигателей различных типов. Эта величина учитывает потери тепла при сгорании, вызванные теплообменом со стенками цилиндра и днищем поршня, диссоциацией продуктов сгорания, утечками рабочего тела и др. У дизелей более высокие значения выбираются при газотурбинном наддуве, способствующем созданию условий для смесеобразования и сгорания. для дизелей. Величина степени повышения давления для дизелей устанавливают по опытным данным, для дизелей , мы принимаем равной 1,65. Температура ТZ в конце сгорания определяется из уравнения первого начала термодинамики, записанного в виде , Получаем квадратное уравнение относительно tz, °C , Обозначив
. Решение этого уравнения , . Переведем в К Определяем давление в конце сгорания , Степень предварительного расширения , .
Процессы расширения и выпуска. Степень последующего расширения , Учитывая, что по опытным данным величина среднего показателя политропы расширения незначительно отличается от показателя адиабаты и, как правило, в меньшую сторону, при предварительных расчетах величину можно определить по величине
Давление в конце расширения (МПа) , Температура (К) в конце расширения , Температура остаточных газов (К)
Проверка совпадения с выбранными в начале расчёта значениями температуры остаточных газов Тr , . Допустимая погрешность [Δ] не должна превышать 30%.
1.5 Показатели цикла и двигателя в целом. Индикаторные показатели. Теоретическое среднее индикаторное давление цикла (МПа)
Действительное среднее индикаторное давление (МПа), с учетом скругления диаграммы рабочего цикла , Индикаторный КПД , . Удельный индикаторный расход топлива (г/кВт ч) , . Индикаторная мощность (кВт) , где iVh’ – полный рабочий объем двигателя (л), имеющего i цилиндров. Индикаторный крутящий момент (Н м) ,
1.6 Механические потери. Механические потери в ДВС оцениваются средним давлением механических потерь Рm, которое в зависимости от средней скорости поршня рассчитывается по формуле , . , Таблица 1.2 – Значение коэффициентов и для дизелей
Механический коэффициент полезного действия , .
1.7 Эффективные показатели. Среднее эффективное давление цикла (МПа) , Эффективный коэффициент полезного действия , . Удельный эффективный расход топлива (г/кВт час) , Эффективная мощность (кВт) , Эффективный крутящий момент (Н м): , . Часовой расход топлива (кг/час): , .
1.8 Построение и анализ ВСХ По результатам теплового расчета двигателя строится внешняя скоростная характеристика (ВСХ). Характер протекания ВСХ оценивается: 1. Коэффициентом приспособляемости .
где Ме,max – максимальный крутящий момент, Ме – крутящий момент при номинальной мощности. 2. Скоростным коэффициентом где nM и nN – частоты вращения коленчатого вала, соответствующие максимальному крутящему моменту и номинальной мощности. 3. Литровой мощностью двигателя:
Чем выше Кm и ниже Кс, тем лучше двигатель приспосабливается к изменению внешней нагрузки, а автомобиль обладает высокими динамическими характеристиками.
1.10 Тепловой баланс. Тепловой баланс позволяет определить тепло, превращенное в полезную эффективную работу, т.е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь. Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом , Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 секунду , . Теплота, передаваемая охлаждающей среде ,
где С – коэффициент пропорциональности С=0,45 … 0,53, а m – показатель степени m = 0,6 … 0,7. Теплота, унесенная с отработавшими газами , , где . Неучтенные потери теплоты . 1.11 Построение индикаторной диаграммы После окончания расчета рабочего цикла двигателя приступаем к построению индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма строится совмещенной: теоретическая и действительная в координатных осях , в которой по оси ординат откладывается давление газов в цилиндре в МПа, а по оси абсцисс – полный объем цилиндра. Размеры индикаторной диаграммы по оси абсцисс (объемы) принимаем 130 мм, высота по оси ординат (давление) – 180 мм. На оси абсцисс откладываем произвольный отрезок, изображающий объем камеры сгорания . Затем на этой оси откладываем в принятом масштабе объемы:
Выбираем масштаб давлений: В принятом масштабе давлений по оси ординат отмечают точки a, c, z, z`, b, r, соответствующие давлениям: , , , , , давление , первое из них соответствует точке на оси абсцисс, второе – точке . Через точки , и проводим прямые, параллельные оси абсцисс. Точки a и c соединяются политропой сжатия, а точки z и b – политропой расширения. Промежуточные точки этих кривых определяются из условия, что каждому значению на оси абсцисс соответствуют следующие значения давлений: - для политропы сжатия; - для политропы расширения, где и – искомые давления в промежуточных точках на политропах сжатия и расширения; , – отношение объемов, выраженных в единицах длины (по чертежу); и – показатели политроп сжатия и расширения.
Таблица 1.3- результаты расчетов ординат точек политроп
Рисунок 1 – индикаторная диаграмма
Популярное: Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас... Почему стероиды повышают давление?: Основных причин три... Как распознать напряжение: Говоря о мышечном напряжении, мы в первую очередь имеем в виду мускулы, прикрепленные к костям ... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (1326)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |