Спроектировать двигатель для грузового автомобиля по следующим исходным данным.
Исходные данные
. Тип двигателя и его назначение дизельный для грузового автомобиля
2. Диаметр цилиндра , м 0,110
. Ход поршня , м 0,115
. Число цилиндров V-8
. Частота вращения номинальная , об/мин 2500
. Число клапанов на цилиндр 2
. Тип охлаждения жидкостный
. Давление окружающей атмосферы , Мпа 0,1
. Температура окружающей атмосферы , К 293
. Средняя скорость заряда в клапане , м/с 60
. Коэффициент сопротивления при впуске 2,4
. Коэффициент избытка воздуха 1,4
. Коэффициент дозарядки 1,02
. Коэффициент очистки остаточных газов 0,97
. Повышение давления в компрессоре при наддуве , 1,0
. Охлаждение воздуха после компрессора , К 0
. Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна λ 0,267
. Состав топлива С=0,870; Н=0,126; О=0,004
. Низшая теплота сгорания , кДж/кг 42000
. Степень сжатия 16,7
. Давление остаточного газа , Мпа 0,104
. Температура остаточного газа , К 597,5
. Подогрев при впуске , К 15
. Угол начала открытия впускного клапана 13
. Угол конца закрытия впускного клапана 49
. Угол начала открытия выпускного клапана 66
. Угол конца закрытия выпускного клапана 10
Введение
Наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В настоящее время - особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателя.
Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства, обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов. Успешное применение двигателей внутреннего сгорания, разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания.
|
Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей, знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания.
С целью углубленного изучения конструкции и работы двигателяпри различных режимах эксплуатации в данном проекте рассмотрены принципы разработки и методы выбора оптимальных вариантов конструкторских решений при расчете бензинового двигателя, а также правилами оформления технологической документации в соответствии с государственными стандартами ЕСКД, ЕСТД, отраслевыми стандартами и другой нормативно-технической документацией.
Для создания чертежей двигателя (продольный и поперечный разрезы) использовалась система КОМПАС-ЗD. Система обладает собственным математическим ядром и параметрической технологией.
В настоящее время требования к автомобилям и их двигателям становятся все более жесткими. Так при прочих равных условиях стараются получить незначительную собственную массу автомобиля, большой полезный объёмсалона, низкий уровень шума, вибрации, токсичности отработавших газов и в целом повышенную комфортность автомобиля. Двигатели должны быть экономичными, надёжными, динамичными для обеспечения режимов эксплуатации в условиях городской езды.
|
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
На основании исходных данных производим следующие расчеты.
Параметры рабочего тела
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива
кмоль воздуха/кг топлива;
кг воздуха/кг топлива.
Рассчитываем количество свежего заряда (воздуха)
кмоль воздуха /кг топлива.
Рассчитываем количество горючей смеси
кмоль/кг.
Параметры отработавших газов
При количество отдельных компонентов продуктов сгорания в расчете на 1 кг топлива равно
оксида углерода ; углекислого газа
кмоль/кг; водорода
кмоль/кг; водяного пара
кмоль/кг; азота
кмоль/кг; кислорода
кмоль/кг.
Общее количество продуктов сгорания дизельного топлива
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси
.
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси для дизельных двигателей .
Расчет первого такта (впуск )
Определяем потери давления во впускном тракте при впуске
;
МПа.
Давление воздуха:
МПа.
При расчете двигателя без наддува плотностью воздуха после компрессора равна:
кг/м3.
Температура воздуха после турбокомпрессора
К;
.
Рассчитываем давление в конце впуска в цилиндре двигателя
МПа.
Рассчитываем коэффициент остаточного газа в двигателе
Предварительно принимается:
= 600...900 К - для дизелей с наддувом и без наддува.
Принимаем = 600 К;
|
Определяем температуру в конце впуска в двигателе
К.
1.3.5 Рассчитываем коэффициент наполнения двигателя
Расчет второго такта (сжатие- )
Давление в конце сжатия
МПа.
Температура в конце сжатия
К;
.
Показатель политропы сжатия определяется по эмпирической зависимости
;
где - номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя,
.
Показатель политропы сжатия для дизелей с наддувом = 1,35...1,38.
1.5 Расчет участка подвода тепла
В результате расчета этого участка должны быть определены значения , и
, после подвода тепла.
Определение параметров процесса сгорания в дизельных двигателях
Температура газов в конце процесса сгорания tz определяется из уравнения сгорания
.
Коэффициент действительного молекулярного изменения рабочей смеси определяется из уравнения
.
Для дизеля
- средняя мольная теплоемкость свежего заряда
кДж/(кмоль град).
- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания дизельного топлива при постоянном давлении
1.5.1.5 Средняя мольная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого (дизельного) топлива при температуре до 3000°С и a =1,6
- степень повышения давления, она зависит от типа камеры сгорания.
Для дизелей с разделенными камерами сгорания и дизелей с неразделенными камерами и пленочным смесеобразованием . В уравнении сгорания длядизелей x - коэффициент использования тепла принимается x= 0,8
Все величины, входящие в уравнение сгорания, за исключением и
известны. Составим и решим квадратное уравнение:
После определения tz рассчитываем:
Расчет третьего такта (расширение )
Показатель политропы расширения может быть определен по эмпирической зависимости
;
Показатель политропы расширения для дизелей = 1,18...1,30.
Степень предварительного расширения
Степень последующего расширения
1.6.4 Давление и температура в конце расширения
транспортный двигатель сталь
МПа;
К.
Для оценки точности теплового расчета проводится проверка ранее принятой температуры отработавших газов
К;
.
Расхождение допускается в пределах (5...7)%.
Расчет четвертого такта (очистка цилиндра- )
Задано const,
МПа.
Индикаторные параметры рабочего цикла
Для дизельного двигателя, работающего по смешанному циклу, теоретическое среднее индикаторное давление (индикаторная работа, совершаемая в единице рабочего объема), равно
Действительное среднее индикаторное давление:
МПа;
где 0,92 < < 0,97, здесь
- коэффициент, учитывающий «скругление» индикаторной диаграммы, примем
=0,95.
Рассчитываем индикаторную мощность и индикаторный крутящий момент двигателя
л;
КВт;
Для четырехтактных двигателей коэффициент тактности =4;
Нм.
Определяем индикаторный КПД и удельный индикаторный расход топлива
;
г/кВтч; (Здесь
в МПа,
в МДж.)
1.9 Эффективные параметры рабочего цикла
Рассчитываем среднее давление механических потерь (работа, затрачиваемая на трение и привод вспомогательных агрегатов, приходящая на единицу рабочего объема)
, МПа,
где и
- коэффициенты, зависящие от числа цилиндров и от отношения хода поршня к диаметру цилиндра и типа камеры сгорания;
Средняя скорость поршня, м/с:
м/с.
Значения коэффициентов и
.
Тип двигателя | ![]() ![]() | |
Четырехтактный дизель с неразделенными камерами | 0,089 | 0,0118 |
МПа.
Рассчитываем среднее эффективное давление (эффективную работу, снимаемую с единицы рабочего объема)
МПа.
1.9.3 Рассчитываем механический КПД
.
Его величина для дизельных двигателей без наддува = 0,70...0,82.
Определяем эффективную мощность
кВт.
Определяем эффективный КПД
;
он составляет для дизелей = 0,35...0,40.
Определяем эффективный удельный расход топлива
г/кВтч;
для дизелей = 190…240 г/кВтч,
Эффективный крутящий момент
Нм.
Здесь подставляется в об/мин.
Расход топлива
кг/час.
Литровая мощность
кВт/дм3.
Построение индикаторных диаграмм в координатах (Р-V)
м
м
м
, МПа
, МПа
, МПа
, МПа
, МПа
- для политропы сжатия;
- для политропы расширения.
1.11 Тепловой баланс
Доля теплоты, затраченная на полезную работу, определена в тепловом расчете .
Доля теплоты, потерянная в бензиновых ДВС при из-за недогорания топлива:
Доля теплоты, унесенная с отработавшими газами:
Для дизельных двигателей:
,кДж/кг
Рассчитываем температуру отработавших газов:
Определяем энтальпию топливно-воздушной смеси в конце впуска:
кДж/кмоль.
Для дизелей определяем энтальпию отработавших газов по таблице 5 в соответствии с и
линейным интерполированием
кДж/кмоль.
Для дизелей рассчитываем энтальпию поступившей смеси:
Доля тепла передаваемой охлаждающей среде:
.
Скоростная характеристика двигателя
Для дизельного двигателя построение внешней скоростной характеристики ведется в интервале , например, шагом 500 мин-1, где
, об/мин;
, мин-1.
Внешнюю скоростную характеристику строим по следующим эмпирическим соотношениям:
Мощность двигателя:
, кВт
Крутящий момент:
, Н×м.
Среднее эффективное давление:
, МПа.
Среднее давление механических потерь:
, МПа
Среднее индикаторное давление:
, МПа
Удельный эффективный расход топлива:
, г/кВт×ч
Часовой расход топлива:
кг/ч
Полученные данные заносим в таблицу 1, по ним строим внешнюю характеристику двигателя.
Таблица 1. Результаты расчета внешней скоростной характеристики
![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() | |||||||
30,7 | 586,6 | 0,847 | 0,112 | 0,959 | 305,9 | 9,4 | |
67,5 | 644,9 | 0,931 | 0,134 | 1,056 | 260,5 | 17,6 | |
103,5 | 659,2 | 0,951 | 0,157 | 1,108 | 234,2 | 24,2 | |
131,8 | 629,6 | 0,909 | 0,179 | 1,088 | 227,1 | 29,9 | |
nном= nmax 2500 | 145,3 | 552,3 | 0,802 | 0,202 | 1,004 | 34,7 |
2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Динамический расчет автомобильного двигателя производиться на режиме максимальной мощности по результатам теплового расчета. В результате расчета необходимо определить следующие силы и моменты, действующие на кривошипно-шатунном механизме двигателя (рисунок):
- избыточное давление газов над поршнем , МПа;
- удельную суммарную силу, действующую на поршень , МПа;
- удельную суммарную силу, воспринимаемую стенками цилиндра (нормальное давление) , МПа;
- удельную силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс , МПа;
- удельную силу, действующую вдоль шатуна , МПа;
- удельную силу, действующую вдоль кривошипа , МПа;
- удельную силу, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа ,МПа;
- крутящий момент от одного цилиндра , Н×м;
- крутящий момент от i цилиндров , Н×м;
- удельную центробежную силу инерции от неуравновешенных вращающихся масс, сосредоточенных на радиусе кривошипа , МПа;
- удельную силу, действующую на шатунную шейку , МПа.
Расчетные значения всех сил сводятся в таблицу 2, на основании данных которых строятся их графики.
2.1 Расчет сил, действующих в КШМ
2.1.1 Построение развернутой индикаторной диаграммы в координатах
Перестройку индикаторной диаграммы из в развернутую диаграмму удельных давлений (в координатах
), действующих на поршень, проще выполнить графическим методом Брикса. Метод Брикса заключается в том, что на длине хода поршня построенной индикаторной диаграммы в координатах
описывают полуокружность с центром в точке О.
Для учета влияния длины шатуна откладывают от центра полуокружности (точки О) по направлению нижней мертвой точки бицентровую поправку Брикса в масштабе диаграммы
.
Тогда м
где R- радиус кривошипа; для центрального механизма;
- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Из точки проводят ряд лучей (рекомендуется не менее 5) под углами
до пересечения с полуокружностью. Проекции концов этих лучей на линии процесса всасывания, сжатия, расширения и выпуска указывают, какие точки рабочего процесса соответствуют тем или иным углам поворота коленчатого вала. При построении развернутой индикаторной диаграммы после ее скругления определяют максимальные значения сил от давления газов
и результирующей силы
.
Рассчитываем избыточное давление газов над поршнем
МПа
МПа
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ занося результаты в таблицу 2.
Определяем удельное значение силы инерции от возвратно-поступательного движения масс поршневой группы
МПа
Здесь - определяется по статистическим данным,
рад/с,
м.
По статистическим данным определим и
методом линейного интерполирования:
,
.
кг/м2
, МПа.
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ занося результаты в таблицу
Рассчитываем удельную суммарную силу, действующую вдоль оси цилиндра
, МПа.
,МПа
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
Определим удельную суммарную силу, действующую на стенку цилиндра
, МПа.
Здесь - удельная суммарная сила, действующая на поршневой палец.
МПа;
МПа
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
Рассчитываем удельную суммарную силу, действующую вдоль шатуна
, МПа;
МПа.
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
Определяем удельную силу, действующую вдоль кривошипа
, МПа;
МПа.
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
Рассчитываем удельную суммарную силу, действующую по касательной к кривошипу
, МПа;
МПа.
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
Определяем крутящий момент от одного цилиндра
Н×м.
Здесь м2 - площадь поршня.
Н×м.
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
2.1.10 Определяем крутящий момент от i цилиндров, пользуясь таблицей 3
Таблица 3 - Результаты расчета суммарного крутящего момента восьмицилиндрового двигателя (порядок работы цилиндров 1-5-3-2-6-4-7-8)
a, град | Цилиндры | МS, Нм | |||||||||||||||
aо | М, Нм | aо | М, Нм | aо | М, Нм | aо | М, Нм | aо | М, Нм | aо | М, Нм | aо | М, Нм | aо | М, Нм | ||
234,34 | 884,38 | 220,68 | 187,36 | 1526,74 | |||||||||||||
-420,6 | 95,59 | -193,95 | 334,27 | 328,1 | 2127,5 | -193,95 | 243,81 | 2320,77 | |||||||||
-242,27 | -61,478 | -342,45 | 241,49 | 194,16 | 1187,88 | -327,72 | 420,94 | 1070,55 | |||||||||
220,68 | 234,34 | 884,38 | 187,36 | 1526,76 |
Период изменения суммарного крутящего момента равен:
.
После построения графика суммарного крутящего момента определяется средний индикаторный момент
, Н×м.
Приблизительно величина
, Н×м.
Здесь ,
- площади диаграммы
суммарного крутящего момента, расположенные над и под осью абсцисс соответственно;
- длина диаграммы
, соответствующая периоду изменения суммарного крутящего момента;
- масштаб крутящего момента по оси ординат, Н×м/мм. Полученное значение
сравниваем со значением среднего индикаторного момента, определенным в тепловом расчете.
Рассчитаем удельную центробежную силу инерции от вращающихся неуравновешенных масс, сосредоточенных на радиусе кривошипа
МПа,
где
Рассчитываем силу, действующую на поверхность шатунной шейки
, МПа
МПа
Аналогично ведем расчет для остальных углов ПКВ, занося результаты в таблицу 2.
2.2 Построение развернутой диаграммы нагрузки на поверхность шатунной шейки
В таблице 7 рассчитана сила , действующая на поверхность шатунной шейки. Строим ее диаграмму в зависимости от угла поворота кривошипа и определяем среднее значение:
, МПа
Среднее значение силы можно определить, подсчитав площадь между графиком
и осью абсцисс, разделив на длину диаграммы. Полученная величина умножается на масштаб по оси ординат.
Приблизительно величина
,
где F - площадь между графиком и осью абсцисс;
- длина диаграммы;
- масштаб по оси ординат.
Построение полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку
Строим координатную систему и
с центром в точке О, в которой отрицательная ось
направлена вверх.
В таблице 2 каждому значению соответствует точка с координатами
. Наносим на плоскость
и
эти точки. Последовательно соединяя точки, получим полярную диаграмму. Вектор, соединяющий центр О с любой точкой диаграммы, указывает направление вектора
и его величину в соответствующем масштабе.
Строим новый центр , отстоящий от О по оси
на величину удельной центробежной силы от вращающейся нижней части шатуна
.
В этом центре условно располагают шатунную шейку с диаметром .
Вектор, соединяющий центр с любой точкой построенной диаграммы, указывает направление действия силы
на поверхность шатунной шейки и ее величину в соответствующем масштабе.
Касательные линии из центра к верхней и нижней частям полярной диаграммы отсекают наиболее нагруженную от наименее нагруженной части поверхности шатунной шейки.
Маслоотводящее отверстие располагают в середине наименее нагруженной части поверхности шатунной шейки, для чего восстанавливают перпендикуляр к хорде, соединяющей точки пересечения касательных к верхней и нижней частям полярной диаграммы.
3. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ НА ПРОЧНОСТЬ
Расчет поршня
Рассчитываем напряжение изгиба на днище поршня от газовой силы
где - относительная толщина днища поршня;
- относительный внутренний диаметр поршня;
- относительная толщина стенки головки поршня;
- относительная радиальная толщина кольца;
- радиальный зазор кольца в канавке поршня;
- давление в цилиндре после подвода тепла.
При наличии ребер жесткости МПа для алюминиевых поршней.
Рассчитываем напряжение сжатия от газовых сил в сечении X-X, ослабленном маслоотводящими отверстиями
(30…40МПа)
где - площадь расчетного сечения с учетом ослабления его отверстиями для отвода масла;
- относительный диаметр поршня по дну канавки;
- относительный диаметр масляного канала;
- число масляных отверстий в поршне.
Рассчитываем напряжение разрыва в сечении Х-Х от максимальной инерционной силы (при )
для маслосъемного кольца
(4…10МПа)
где - сила инерции от масс поршневой группы, расположенной выше сечения Х-Х:
Учитывая статистические данные, а также соотношения:
получим
Напряжение в верхней кольцевой перемычке
напряжение среза
где - относительная толщина первой кольцевой перемычки.
напряжение изгиба:
Сложное напряжение по третьей теории прочности: