Содержание
Введение
1 Тепловой расчёт. 3
2 Тепловой баланс. 16
3 Расчет внешней скоростной характеристики дизеля. 18
4 Кинематика кривошипно-шатунного механизма. 20
5 Динамика кривошипно-шатунного механизма. 23
Библиографический список
Введение
В качестве источника механической энергии на современных автомобилях и тракторах применяют в основном двигатели внутреннего сгорания (ДСВ). В ДСВ химическая энергия топлива преобразуется сначала в тепловую в процессе сгорания, а затем теплота превращается в механическую энергию на валу двигателя. Вырабатываемая механическая энергия частично используется для обслуживания внутренних систем двигателя (охлаждения, смазки, питания), а также внешних систем автомобиля или трактора (электроснабжения; тормозных, если тормозные системы с гидро- или пневмоприводом и т.д.). Но основным потребителем механической энергии является движитель (приводные колёса или гусеницы), куда энергия подаётся с помощью трансмиссии.
Основные показатели автомобиля или трактора (скорость движения, максимальная грузоподъёмность, экономичность, экологические факторы и т.п.) определяются главным образом двигателем. Поэтому, представляется очень важным уметь прогнозировать показатели двигателя и его характеристики, чтобы удовлетворить требованиям транспортного средства.
На современных автомобилях и тракторных применяют главным образом четырёхтактные бензиновые и дизельные двигатели. Основным направлением их форсирования и улучшения показателей служат газотурбинный наддув и охлаждение надувочного воздуха. Поэтому, необходимо выполнять тепловой расчёт двигателей именно таких типов с ориентацией на лучшие результаты, достигнутые в практике мирового автотракторного двигателестроения.
Таким образом, тепловой расчёт двигателя является первой и необходимой ступенью в процессе проектирования и создания нового двигателя или в процессе совершенствования существующего.
Тепловой расчёт прототипа двигателя MAN
Двигатель MAN D0836
man.uag.ru
Двигатель D0836
Цилиндры и расположение:
6 цилиндров в ряд
Клапаны:
4 на цилциндр
Режим работы:
4-тактный дизельный двигатель с прямым впрыском
Наддув:
одинарный для Евро-3,
двойной для Евро 4,
наддув с промежуточным охлаждением для Евро 5 и EEV
Система впрыска:
Common Rail
Система охлаждения двигателя:
управляемое охлаждение с помощью термореле, радиатор с принудительной циркуляцией вода/воздух, радиатор воздух/воздух (интеркулер)
LFL61, 62, 64 и 65 с радиатором вода/воздух и интеркулером вода/воздух
Управление двигателем:
EDC (электронный контроль) и FFR (блок управления)
Технологии очистки выхлопных газов:
технология PURE DIESEL (EGR + очистка выхлопных газов без присадок)
Преимущества для клиентов
■ Надежная установка и замена благодаря компактным и идентичным размерам двигателя для моделей разных технологий системы очистки ОГ
■ Значительная экономия благодаря инновационным технологиям, которые оптимизируют расход топлива и повышают
интервал обслуживания
■ Полный ассортимент продукции с единой технологией впрыска CommonRail и оптимальным шагом роста мощности двигателей
■ Быстрая доставка запасных частей наличии и первоклассный послепродажный сервис
■ Всемирная служба сервиса MAN с разветвленной сетью
Технические данные для D0834
Диаметр цилиндра 108мм
Ход поршня 125мм
Объем двигателя 6.9л
Стандарт норм очистки ОГ EEV Euro 5
Модель двигателя LFL60 LFL61 LFL62 LFL63 LFL64 LFL65
Выходная мощность1 кВ 184 213 250 184 213 250
Выходная мощность1 л.с. 250 290 340 250 290 340
При скорости об/м 2300 2300 2300 2300 2300 2300
Max. крутящий момент Нм 1000 1150 1250 1000 1150 1250
При скорости об/м 1200 1400 1300 1200 1200 1200
Потребление топлива2 г/кВч 199 203 205 199 203 205
Тип очистки ОГ PM-Kat PM-Kat PM-Kat Oxi-Kat Oxi-Kat Oxi-Kat
Ступеней контроля ОГ 2 2 2 2 2 2
Данные для расчёта:
Ne= 250 кВт
i = 6
n = 2300 об/мин
ε =17
Произвести расчет двигателя MAN четырехтактного дизеля.
Топливо дизель
В соответствии с ГОСТ 305-82 для рассчитываемого двигателя принимаем дизельное топливо (для работы в летних условиях — марки Л и для работы в зимних условиях — марки З). Цетановое число топлива - не менее 45.
Средний элементный состав дизельного топлива
С=0,870; Н=0,126; 0=0,004.
Низшая теплота сгорания топлива
НU = З3,91∙С+ 125,60∙Н— 10,89∙ (0—S)—2,51∙ (9Н + W) =
= 33,91∙0,87+125,60∙0,126—10,89∙0,004—2,51∙9∙0,126 = 42,44 МДж/кг = 42440 кДж/кг.
Параметры рабочего тела.
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива
кмоль возд/кг топл.
кг возд/кг топл.
Коэффициент избытка воздуха.
Образцы современных дизелей с наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при α =1,6 - 1,8.
Принимаем: α =1,7 для дизеля с наддува
Количество свежего заряда:
М1= α∙ L0=1,7∙0,5 = 0,85 кмоль св. зар/кг топл.
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания
кмоль СО2/кг топл.;
кмоль Н2О/кг топл.
кмоль О2/кг тотпл.;
кмоль N2/кг тотпл.
Общее количество продуктов сгорания
кмоль пр.сг/кг топл.
Параметры окружающей среды и остаточные газы.
Атмосферные условия
МПа; 
К.
Принимаем турбокомпрессор с центростремительной турбиной ТРК – 8,5 (πк=1,9)
Давление окружающей среды для дизелей, МПа
(1.1)
где πк – степень повышения давления.
- давление воздуха перед компрессором, МПа
(1.2)
где 
- потери давления на всасывании в компрессор, МПа
МПа
МПа.
Температура окружающей среды для дизеля с наддувом, К
(1.3)
где nк – показатель политропы сжатия компрессора, nк = 1,5
, К
Температура и давление остаточных газов.
При наддуве температурный режим двигателя повышается и увеличивает значения Тr, и рr. Поэтому можно принять для дизелей:
с наддувом Тr = 800 К,
рr =0,95∙Рк = 0,95∙ 0,18 = 0,171 МПа;
Процесс впуска.
Температура подогрева свежего заряда. Естественный подогрев заряда в дизеле с наддувом может достигать 10 °С. Поэтому принимаем:
∆Т = 10°С.
Плотность заряда на впуске, кг/м3
(1.4)
, кг/м3
Потери давления на впуске в двигателе, МПа
; (1.5)
, МПа.
где, 
= 2,7 и 
= 70 м/с приняты в соответствия со скоростным режимом двигателей и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля без наддува.
Давление в конце впуска, МПа
; (1.6)
МПа.
Коэффициент остаточных газов
; (1.7)
.
Температура в конце впуска, К
; (1.8)
, К.
Коэффициент наполнения
; (1.9)
Процесс сжатия.
Средние показателя адиабаты и политропы сжатия. При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты, который определяется по номограмме (рисунок 25)[1]:
при ε = 17 и Т= 378 К
k1 =1,363, а n1 =1,363.
Давление и температура в конце сжатия
, МПа (1.10)
, МПа
, К (1.11)
, К
, ºС (1.12)
, ºС
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия, кДж/(кмоль· К):
Воздуха:
(1.13)
, кДж/(кмоль· К)
Остаточных газов:
Определяется по таблице 8 методом интерполяции
для дизеля с наддувом при =1,7 и t c = 805 °С
, кДж/(кмоль· К)
Рабочей смеси:
(1.14)
, кДж/(кмоль· К)
Процесс сгорания
Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:
(1.15)
Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:
(1.16)
Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:
(1.17)
, кДж/кмоль раб. смеси
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:
(1.18)
(1.19)
Температура в конце видимого процесса сгорания
(1.20)
где ξ – коэффициент использования теплоты, ξ = 0,86
λ – степень повышения давления, λ = 1,5
или
,°С
, К
Максимальное давление сгорания для дизелей, МПа.
(1.21)
, МПа.
Степень предварительного расширения для дизелей:
(1.22)
Процесс расширения.
Степень последующего расширения
(1.23)
Средние показатели адиабаты и политропы расширения для дизелей выбираются следующим образом. На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения с учетом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения, который определяется по номограмме (рис. 30)[1] для дизелей:
при δ=12,06; Тz,= 2198,1 К и α = 1,7
k2= 1,2792, а n2 = 1,267.
давление и температура в конце расширения для дизелей:
(1.24)
, МПа
(1.25)
, К
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов для дизелей:
(1.26)
что допустимо.
Индикаторные параметры рабочего цикла.
Теоретическое среднее индикаторное давление, МПа
(1.27)
, МПа
Среднее индикаторное давление для дизелей, МПа
(1.28)
где φи – коэффициент полноты диаграммы, φи = 0,95
МПа.
Индикаторный к.п.д. для дизелей
(1.29)
Индикаторный удельный расход топлива для дизелей, г/(кВт·ч):
(1.30)
, г/(кВт·ч)
Эффективные показатели двигателя.
Среднее давление механических потерь, МПа:
(1.31)
где v п.ср – средняя скорость поршня предварительно принимается для тракторных двигателей в пределах 5,5 – 10,5, v п.ср = 6,9 м/с
МПа
Среднее эффективное давление и механический к.п.д. для дизелей:
, МПа (1.32)
, МПа
(1.33)
Эффективный к.п.д. и эффективный удельный расход топлива для дизелей:
(1.34)
, г/(кВт ч) (1.35)
, г/(кВт·ч)
Основные параметры цилиндра и двигателя.
Литраж двигателя, л:
(1.36)
, л.
Рабочий объем цилиндра, л:
(1.37)
, л.
Принимаем S/D = 1
Определяем диаметр цилиндра, мм:
(1.38)
, мм.
Принимаем D = S = 141 мм
По окончательно принятым значениям D и S определяются основные параметры и показатели двигателя:
,л (1.39)
, л
,мм2 (1.40)
мм2 = 156см2
, м/с (1.41)
, м/с
что достаточно близко (ошибка <2%) к ранее принятому значению vn.ср = 10,2 м/с;
, кВт (1.42)
, кВт
, Н·м (1.43)
, Н·м
, кг/ч (1.44)
, кг/ч
, кВт/дм3 (1.45)
, кВт/дм3
Построение индикаторной диаграммы дизеля с наддувом.
Масштабы диаграммы (рисунок 1):
масштаб хода поршня МS = 1,0 мм в мм;
масштаб давлений МP = 0,08 МПа в мм.
Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:
АВ= S/МS= 141/1,0 = 141 мм; (1.46)
ОА = АВ/(ε – 1) = 141/(17 – 1) =8,8 мм. (1.47)
Максимальная высота диаграммы (точки z’ и z) и положение точки z по оси абсцисс
, мм (1.48)
, мм (1.49)
Ординаты характерных точек:
,мм (1.50)
,мм (1.51)
,мм (1.52)
,мм (1.53)
,мм (1.54)
,мм (1.55)
Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом
а) для луча ОС принимаем угол α = 15°;
б) 
; 
в) используя лучи 0D и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с.
г) 
, 
д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z.
Теоретическое среднее индикаторное давление
, МПа (1.56)
где F/ - площадь диаграммы асz’zbа.
что очень близко к величине Р =1,203 МПа, полученной в тепловом расчете.
Скругление индикаторной диаграммы.
Ориентировочно устанавливаются следующие фазы газораспределения:
впуск - начало (точка r‘) за 25° до в.м.т. и окончание (точка а”) - 60° после н.м.т.;
выпуск - начало (точка b’) за 60° до н.м.т. и окончание (точка а’) - 25° после в.м.т.
угол опережения впрыска 20° (точка с’) и продолжительность периода задержки воспламенения ∆φ1 = 8° (точка f).
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b’, r’, a’, а”, с’ и f по формуле для перемещения поршня:
АХ=(АВ/2)[(1 - соsφ) + (λ/4)(1 – соs2φ)], мм (1.57)
где λ - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, ориентировочно устанавливаем λ = 0,270.
Результаты расчета ординат точек b’, r’, a’, а”, с’ и f приведены в таблице 1.
Таблица 1
| Обозначение точки | Положение точки | φ | 
| Расстояние АХ точек от В.М.Т., мм |
| в/ | 60 до НМТ | 1,601 | 112,8 | |
| r/ | 25 до ВМТ | 0,122 | 8,6 | |
| a/ | 25 после ВМТ | 0,122 | 8,6 | |
| a// | 60 после НМТ | 1,601 | 112,8 | |
| c/ | 20 до ВМТ | 0,076 | 5,3 | |
| f | 8 до ВМТ | 0,038 | 2,6 |
Положение точки с” определяют из выражения
рС″ =(1,15…1,25) рС, МПа (1.58)
рС″ =1,15 · 7,949 =9,1 МПа
мм (1.59)
Рис.1
Тепловой баланс
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом, Дж/с:
(2.1)
, Дж/с
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с, для дизелей, Дж/с:
(2.2)
, Дж/с
Теплота, передаваемая охлаждающей среде, для дизелей, Дж/с:
(2.3)
где С - коэффициент пропорциональности (для четырехтактных двигателей С= 0,45 + 0,53), С=0,5;
m - показатель степени (для четырехтактных двигателей m = 0,б-О,7), m=0,66
Дж/с
(2.4)
где 
= 
кДж/(кмоль·К)
=23,322 кДж/(кмоль·К) – определено по таблице 8[1],
при α=1,7 и tr =Tr – 273=803-273=530ºC
= 
кДж/(кмоль·К)
=23,322 кДж/(кмоль·К) – определено по таблице 5[1], графа “воздух”
при tк =Tк – 273=356-273=83ºC
Дж/с
Неучтенные потери теплоты
(2.5)
, Дж/с.
Составляющие теплового баланса представлены в таблице 2.
Таблица 2
| Составляющие теплового баланса | Q Дж/с | g, % |
| Теплота, эквивалентная эффективной работе | ||
| Теплота, передаваемая охлаждающей среде | ||
| Теплота, унесенная с отработавшими газами | 29,9 | |
| Неучтённые потери теплоты | 17,1 | |
| Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом |
3 Расчет внешней скоростной характеристики дизеля.
На. основании теплового расчета, проведенного для режима номинальной мощности, получены следующие параметры, необходимые для расчета и построения внешней скоростной характеристики дизеля:
Все расчетные данные заносятся в таблицу 3
Таблица 3
| Частота вращения коленчатого вала nx, об/мин | Параметры внешней скоростной характеристики | ||||||||||
| Nex | Mex | Pex | ν п.ср.x | Pмx | Pix | Mix | g ex | GTx | α x | η vx | |
| 71,5 | 1,08 | 2,82 | 0,116 | 1,447 | 229,3 | 7,3 | 1,258 | 0,875 | |||
| 127,4 | 1,158 | 4,7 | 0,134 | 1,523 | 199,9 | 11,0 | 1,400 | 0,885 | |||
| 192,7 | 1,168 | 7,1 | 0,152 | 1,476 | 191,7 | 14,1 | 1,560 | 0,902 | |||
| 0,998 | 10,4 | 0,168 | 1,336 | 201,8 | 16,4 | 1,700 | 0,913 |
Мощность в расчетных точках, кВт:
(3.1)
Эффективный крутящий момент, Н м
(3.2)
Среднее эффективное давление, МПа
(3.3)
Средняя скорость поршня, м/с
(3.4)
Среднее давление механических потерь, МПа
(3.5)
Среднее индикаторное давление, МПа
(3.6)
Индикаторный крутящий момент, Н м
(3.7)
Удельный эффективный расход топлива для дизелей, г/(кВт ч)
(3.8)
Часовой расход топлива, кг/ч
(3.9)
Коэффициент избытка воздуха. Принимаем для дизелей:
(3.10)
Соединяя точки αn min и αN прямой линией, получим значения αx для всех расчётных точек дизеля.
Коэффициент наполнения
(3.11)
По расчетным данным, приведенным в табл. 3, строим внешние скоростные характеристики дизеля рис. 2
Коэффициент приспособляемости для дизелей:
где Мemax определён по скоростным характеристикам.
Рис.3.1 Скоростная характеристика дизеля
Диогроммо цикла сжатия дизеля
Рси. 1.1
4 Кинематика кривошипно-шатунного механизма
Выбор λ и длины шатуна Lш.
В целях уменьшения высоты двигателя с учетом опыта отечественного дизелестроения оставляем значение λ = 0,270, как уже было принято предварительно в тепловом расчете.
(4.1)
, мм
Перемещение поршня.
Изменение хода поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом (рисунок 3а) в масштабе Мs = 2 мм в мм и Мφ = 2° в мм через каждые 30°.
Поправка Брикса, мм:
(4.2)
, мм
Угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с:
(4.3)
, рад/с
Скорость поршня.
Изменение скорости поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом (рисунок 3б) в масштабе М, = 0,4 м/с в мм:
(4.4)
(4.5)
(4.6)
Ускорение поршня.
Изменение ускорения поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом (рисунок 3, в) в масштабе М= 50 м/с2 в мм:
(4.7)
, мм
(4.8)
, мм
(4.9)
, м/с2
(4.10)
, м/с2
Значения SX, vn и j в зависимости от φ, полученные на основании построенных графиков, заносим в таблицу 4.
При j = 0 vn= 
vn.max= 17,6, а точки перегиба S соответствуют повороту кривошипа на 76 и 284°.
Таблица 4
| φ | S, мм | V,м/с | j,м/с2 |
| +2451 | |||
| 9,5458 | +6,489 | +1931,4 | |
| 34,767 | +10,34 | +705 | |
| 65,26 | +10,9 | -520 | |
| 91,873 | +7,88 | -1225 | |
| 109,12 | +4,03 | -1414,5 | |
| -1410 | |||
| 109,12 | -4,03 | -1411,4 | |
| 91,873 | -7,88 | -1225 | |
| 65,26 | -10,9 | -520 | |
| 34,767 | -10,34 | +705 | |
| 9,5458 | -6,489 | +1931,4 | |
| +2450 |