Расчет двигателя внутреннего сгорания Д-245

Расчет двигателя внутреннего сгорания Д-245

Курсовая работа:

Расчёт двигателя внутреннего сгорания Д-245

Введение

Расчётно-графическая работа необходима для закрепления теоретических знаний получение опыта расчёта двигателей.

В пояснительной записке приводятся расчёты двигателя Д-245: тепловой расчёт, динамический и кинематические расчёты, проведено уравновешивание двигателя. В графической части помещены: свёрнутая и развёрнутая индикаторные диаграммы, графики перемещения скорости и ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала, графики сил действующих на КШМ.

1. Тепловой расчет дизеля без наддува

Исходные данные:

тип двигателя - Д-245, четырехтактный, четырёхцилиндровый, рядный, с наддувом;

частота вращения коленчатого вала п = 1750 мин^-1;

степень сжатия е = 15,1;

эффективная мощность N_e = 64 кВт;

коэффициент избытка воздуха α = 1,5;

давление наддува p_к = 1,52 МПа;

- вид топлива - дизельное топливо «Л» ГОСТ 305-82, средний элементарный состав: С = 85,7%, Н = 13,3%, О = 1%. Низшая расчетная теплота сгорания топлива Q_H - 42500 кДж/кг.

Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания

кг топлива по формуле (1.1) и (1.2)

, (1.1)

,       (1.2)

где μ_B = 28,96 - для воздуха

Определяем количество свежего заряда

.                (1.3)

Определяем общее количество продуктов сгорания

. (1.4)

Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия: p₀ = 0,1 МПа, Т_о = 288 К.

Определяем давление и температуру остаточных газов:

Р_к = (1,2… 2,5)·р_о = 1,7·0,1 = 0,17 МПа.

Определяем температуру воздуха за компрессором

,

где n_к - показатель политропы сжатия в компрессоре n_к=1,65.

Определяем давление и температуру остаточных газов

р_r = (0,75… 0,95) р_к = 0,85·0,17 = 0,145 МПа.

Принимаем Тr = 800 К.         

         Процесс впуска

         Принимаем температуру подогрева свежего заряда Δt = 30°.

         Определяем плотность заряда на впуске по формуле:

        ,                  (1.5)

где R_B = 287 Дж/кг-град - удельная газовая постоянная для воздуха.

.

Определяем потери давления на впуске в двигатель по формуле:

.                    (1.6)

В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэффициент (β²+ξ_вп)=3,3, а скорость движения заряда ω_вп = 90 м/с.

.

Определяем давление в конце впуска:

р_а = р_к - Δр_а = 0,17 - 0,023 = 0,147 МПа,            (1.7)

Определяем коэффициент остаточных газов

. (1.8)

Определяем температуру в конце впуска:

.                             (1.9)

.

Определяем коэффициент наполнения:

,                                 (1.10)

.

Процесс сжатия

Определяем показатель адиабаты сжатия к₁ в функции ε и Т_а, по номограмме:₁ = 1,362.

Определяем показатель политропы сжатия n, в зависимости от к₁, который устанавливается в пределах:

₁ = (k₁ + 0,02)… (k₁ - 0,02) = 1,36.

Определяем давление в конце сжатия:

.                                  (1.11)

Определяем температуру в конце сжатия:

.                      (1.12)

Определяем среднюю молярную теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов):

, (1.13)

Определяем число молей остаточных газов:

               (1.14)

Определяем число молей газов в конце сжатия до сгорания:

М_с = М₁ + М_r = 0,752+ 0,024 = 0,776 кмоль.                         (1.15)

Процесс сгорания

Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в дизеле при постоянном давлении, при а>1

          (1.16)

.

Определяем число молей газов после сгорания:

М_z = М₂ + М_r = 0,790 + 0,024 = 0,814.                                   (1.17)

Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

.                                            (1.18)

Принимаем коэффициент использования теплоты ξ = 0,8.

Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке cz'z индикаторной диаграммы при сгорании 1 кг топлива определится, как:= ξ·Q_Н = 0,85 ·42500 = 36125 кДж/кг.

Принимаем степень повышения давления λ = 1,7.

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания

,                  (1.19)

Подставляем имеющиеся значения величин, решаем полученное квадратное уравнение относительно T_z:

,

,

.

Определяем давление в конце процесса сгорания:

р_z = р_с·λ = 5,90·1,7 = 10,03 МПа.

Определяем степень предварительного расширения:

                                   (1.20)

Процесс расширения

Определяем степень последующего расширения:

                                                    (1.21)

Показатель политропы расширения для дизеля определяем по номограмме учитывая, что его значение незначительно отличается от значения показателя адиабаты расширения к₂:₂ = 1,29,₂ = k₂ = 1,29.

Определяем давление процесса расширения:

.                                             (1.22)

Определяем температуру процесса расширения:

.                                 (1.23)

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 5% для номинального скоростного режима):

,                                           (1.24)

.

Индикаторные параметры рабочего цикла дизеля

Определяем среднее индикаторное давление цикла для не-скругленной индикаторной диаграммы по формуле:

                  (1.25)

=.

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы ν = 0,92.

Определяем среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы:

                                         (1.26)

Определяем индикаторный КПД:

.                                        (1.27)

Определяем индикаторный удельный расход топлива:

.                    (1.28)

Эффективные показатели дизеля

Принимаем предварительно среднюю скорость поршня Wn.cp = 10 м/с

Определяем среднее давление механических потерь:

p_M = a + b ·W_ncp = 0,089 + 0,0118 · 10 = 0,207 МПа.                       (1.29)

Определяем среднее эффективное давление:

р_е = р_i - р_м = 0,95 - 0,207 = 0,743 МПа.                                            (1.30)

Определяем механический КПД:

_.                                                  (1.31)

Определяем эффективный КПД:

.                                       (1.32)

Определяем эффективный удельный расход топлива:

,                                                                          (1.33)

.

Основные размеры цилиндра и удельные параметры двигателя

Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем рабочий объем одного цилиндра по формуле (1.33):

,                                                             (1.34)

где    τ_дв     - тактность двигателя;_e - эффективная мощность;_e     - среднее эффективное давление;

i         - число цилиндров;      - частота вращения.     

Выбираем значение

Определяем диаметр цилиндра

,                                           (1.35)

Определяем ход поршня S = D ·ρ= 110 ·1,136 =125 мм,               (1.36)

Определяем площадь поршня

                                  (1.37)

Определяем рабочий объем цилиндра

,                             (1.38)

Определяем среднюю скорость поршня

,                                               (1.39)

Определяем значение эффективной расчетной мощности

,                         (1.40)

Сравниваем полученное значение мощности с заданным значением

2. Построение индикаторных диаграмм

Свёрнутую диаграмму работы двигателя строим в масштабе в прямоугольных координатах по данным теплового расчёта. Для этого находим давление в цилиндре при различных перемещениях поршня через 10 мм по формуле (2.1) для политропы сжатия, и по формуле (2.2) для политропы расширения:

,                                                              (2.1)

,                                                           (2.2)

где S_c - высота камеры сжатия, определяется по выражению (2.3)

,                                      (2.3)

Абсциссу точки z определяем по уравнению (2.4)

,                                                                         (2.4)

.

Таблица 1 - Расчетные данные для построения диаграммы

Масштаб давления μ_p = 0,07 МПа/мм, масштаб перемещения μ_s = 1 мм S/мм.

3. Динамический расчёт двигателя

Определяем массы движущихся частей КШМ по формуле (3.1)

,                                                                         (3.1)

где    m’     - конструктивная масса детали. Отнесённая к площади поршня, кг/м²;

F_n - площадь поршня, м².

Масса частей, движущихся возвратно-поступательно:

m_j = m_n + m_шп,                                                                       (3.2)

где m_шп - масса шатуна, приведенная к поршню,

m_ШП=(0,2..0, З) ·m_ш                                                               (3.3)

Масса вращающихся деталей:

m_R = m_K + m_шк,                                                                      (3.4)

где m_шк - масса шатуна, приведенная к коленчатому валу,

m_шк = (0,7…0,8) ·m_ш,                                                             (3.5)

m_n = 262,5 ·0,0095 = 2,495 кг

т_ш = 362,5 ·0,0095 = 3,445 кг

т_шп = 0,25 ·3,445 = 0,861 кг

m_j = 2,495 + 0,861 = 3,356 кг

m_K = 350 ·0,0095 = 3,326 кг

т_шк = 0,75 ·3,445 = 2,584 кг

m_R = 3,326 + 2,584 = 5,910 кг

Определяем силы действующие в КШМ, Н:

силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс

Pj = - mj ·R ·ω² ·(cosφ + λ ·cos2φ),                                                 (3.6);

центробежной силы инерции вращающихся масс

K_R = - m_R ·R ·ω²                                                                                                              (3.7)

силы инерции вращающихся масс шатуна

K_r.ш = - m_шк ·R ·ω²                                                                 (3.8)

суммарной силы, действующей на поршень

P_Σ = P_r + P_j,                                                                                              (3.9);

боковой силы, перпендикулярной оси цилиндра

N = P - tgβ,                                                                                      (3.10);

силы, действующей вдоль шатуна

,                                                                            (3.11);

нормальной силы, действующей вдоль радиуса кривошипа

,                                                              (3.12);

тангенциальной силы, касательной окружности кривошипа

,                                                                (3.13)

Расчет всех действующих сил проводим через 20° поворота коленчатого вала, а данные заносим в таблицу 2. По рассчитанным данным строим графики изменения сил, в зависимости от угла поворота коленвала.

Таблица 2 - Расчётные данные для построения графиков сил

. Кинематический расчёт

Определяем значения перемещения, скорости и ускорения поршня, рассчитанных через 20 градусов поворота коленчатого вала.

При расчете значений, для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом, следует воспользоваться формулами:

перемещения поршня

,                               (4.1)

скорости поршня

,                              (4.2)

ускорения поршня

,                         (4.3)

Таблица 3 - Значения перемещения, скорости и ускорения

5. Уравновешивание двигателя

Условия уравновешенности двигателя с любым числом цилиндров (при соблюдении равенства масс движущихся частей и идентичности протекания рабочего процесса во всех цилиндрах, а также обеспечении статической и динамической уравновешенности коленчатого вала) принято записывать в следующем виде:

а) результирующие силы инерции первого порядка и их моменты равны нулю: ΣР_JI = 0 и ΣМ_JI = 0;

б) результирующие силы инерции второго порядка и их моменты равны нулю: ΣР_JII = 0 и ΣМ_JII= 0;

в) результирующие центробежные силы инерции и их моменты равны нулю: ΣK_r = 0 и ΣМ_R = 0.

Таким образом, решение вопроса уравновешивания двигателей сводится к уравновешиванию лишь наиболее значительных сил и их моментов.

Четырехцилиндровый рядный двигатель с кривошипами, расположенными под углом 180°. Порядок работы двигателя 1-2-4-3 или 1-3-4-2. Промежутки между вспышками равны 180°. Коленчатый вал двигателя имеет кривошипы, расположенные под углом 180°.

Силы инерции первого порядка и их моменты при указанном расположении кривошипов взаимно уравновешиваются: ΣР_{J I} =0 и ΣМ_{J i} = 0. Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направлены в одну сторону. Их равнодействующая

                                                  (5.1)

Силы инерции второго порядка можно уравновесить лишь с помощью дополнительных валов. Суммарный момент этих сил равен нулю: ΣМ_JII= 0. Центробежные силы инерции для всех цилиндров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ΣK_r = 0 и ΣМ_R = 0.

Для снижения нагрузки на коренные подшипники на коленчатый вал можно установить противовесы для уменьшения центробежных сил.

Уравновешивание двигателя снижает шумы и вибрации в двигателе, увеличивает его долговечность, но также увеличивает металлоемкость и трудоемкость производства

Литература

дизельный двигатель индикаторный тепловой

1) Лиханов В.А., Деветьяров Р.Р. Расчёт двигателей внутреннего сгорания: Учебное пособие. - Киров: Вятская ГСХА, 2005.-69 с.

) Колчин А.И., Демидов В.П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высшая школа. 2002.-496 с.

) Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. - М.: Колос, 1984. - 335 с.