Основные
показатели
|
Pajero MMC
|
Диаметр
цилиндра D, мм
|
959
|
Ход
поршня S, мм
|
1008
|
Рабочий
объём двигателя Vл, л
|
2,8
|
Степень
сжатия
|
21(16)
|
Максимальная
эффективная мощность Ne, кВт
|
929
|
Номинальная
частота вращения nном, об/мин
|
40000
|
Максимальный
крутящий момент Memax, Нм
|
292
|
Частота
вращения при максимальном крутящем моменте nMe, об/мин
|
2000
|
1. Тепловой расчет рабочего цикла
.1 Параметры рабочего тела
Средний элементарный состав дизельных топлив:
·
углерод
C=0,870;
·
водород
H=0,126;
·
топливный
кислород Om=0,004.
Низшая теплота сгорания Hu=42500
кДж/кг
Теоретически необходимое количество воздуха для
сгорания 1кг топлива:
Количество свежего заряда при
заданном :
б - коэффициент избытка воздуха. Для
дизеля с высоким наддувом можно принять б =1,8-2,0 в зависимости от давления
наддува.
Общее количество продуктов сгорания:
Количество отдельных компонентов:
Теоретический коэффициент молекулярного
изменения:
.2 Процесс впуска
Принимаю, что давление окружающей
среды po=0,1 МПа,
температура окружающей среды To=288 К.
Значения ряда параметров, необходимых при расчете, выбираю, исходя из следующих
эмпирических зависимостей:
давление наддува (перед впуском) рк=0,22
МПа;
температура надувочного воздуха ;
То, ро -
параметры окружающей среды;
·
давление
остаточных газов pr
при газотурбинном наддуве для номинальной частоты вращения pr
=(0,90-0,98)pk=0,2112;
·
температура
остаточных газов Tr=800
К;
подогрев свежего заряда ;
Плотность свежего заряда:
- удельная газовая постоянная
воздуха, Дж/(кг·град).
Давление в конце впуска:
- средняя скорость движения заряда в
наименьшем сечении впускного тракта м/с; .
Коэффициент остаточных газов:
Температура в конце впуска:
Коэффициент наполнения:
1.3 Процесс сжатия
Показатель политропы сжатия
принимаем в пределах =1,36.
Давление в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
(с учетом наддува принимаем e=16)
.4 Процесс сгорания
Действительный коэффициент
молекулярного изменения:
Теплота сгорания рабочей смеси:
, кДж/кмоль.
Ни - низшая теплота
сгорания дизельного топлива.
Температура цикла Tz
определяется из уравнения сгорания:
Коэффициент использования теплоты для
номинального режима быстроходных дизелей с газотурбинным наддувом выбирают в
пределах , а степень
повышения давления .
Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в
конце сжатия с допустимой для учебных целей погрешностью может быть определена
по воздуху:
где tc -
температура в конце сжатия в С:
.
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
при постоянном давлении:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
при постоянном объеме:
После подстановки найденных значений
в уравнение сгорания получаю квадратное уравнение с одним неизвестным tz, которое
решается известным способом:
;
а, в и с- числовые значения
известных величин.
Температура сгорания:
Максимальное давление сгорания:
Степень предварительного расширения:
.5 процесс
расширения
степень
последующего расширения:
Для современных дизелей с наддувом
значение показателя политропы расширения принимают в пределах и находят
давление и температуру в конце процесса расширения:
Здесь следует оценить правильность
ранее принятой температуры остаточных газов Tr по величине
погрешности расчёта:
1.6 Индикаторные показатели рабочего цикла
Средне индикаторное давление теоретическое:
Затем находят действительное среднее
индикаторное давление, приняв значение коэффициента полноты диаграммы в
пределах :
Индикаторный удельный расход
топлива:
Индикаторный КПД цикла:
Низшая теплота сгорания Ни
подставляется в МДж.
.7 Эффективные показатели двигателя
Среднее давление механических потерь:
Среднее эффективное давление:
Механический КПД двигателя:
Эффективный удельный расход топлива:
Эффективный КПД двигателя:
Эффективная мощность двигателя при известном
рабочем объеме двигателя и номинальной частоте вращения:
Vл
- рабочий объём двигателя, л (таблица 1)
- тактность двигателя, .
Часовой расход топлива:
Эффективный крутящий момент:
2. Составление теплового баланса
двигателя
Тепловой баланс двигателя показывает
распределение потенциальной теплоты сгорания топлива на совершение полезной
работы и различные потери. Основными составляющими теплового баланса наряду с
теплотой, преобразованной в механическую работу, являются тепловые потери в
систему охлаждения, с отработавшими газами, из-за химической неполноты сгорания
и неучтенные потери, определяемые по эмпирическим формулам.
Тепловой баланс двигателя определяется для
номинального режима с использованием данных теплового расчета и эмпирических
данных. Для анализа теплового баланса удобно использовать относительные
единицы, поэтому расчет составляющих баланса следует вести как в абсолютном,
так и относительном измерении.
Общее количество теплоты, введенное в двигатель
с топливом:
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с:
Nе
- расчётная мощность двигателя.
Удельная эффективная теплота:
Теплота, отводимая в охлаждающую среду:
где - коэффициент пропорциональности
для четырехтактных двигателей;
i - число
цилиндров;
D - диаметр
цилиндра, см;
n- частота
вращения двигателя, об/мин;
m=[0,6-0,7] -
показатель степени для четырехтактных двигателей.
Теплота, уходящая с отработавшими газами:
где кг/кмоль - молярная масса воздуха;
- изобарная теплоемкость
отработавших газов (для бензинового двигателя кДж/(кг*град), для дизеля кДж/(кг*град);
кДж/(кг*град) - изобарная
теплоемкость свежего заряда;
, оС - температура
отработавших газов (ранее принятая);
, оС - температура
окружающей среды.
Удельная теплота отработавших газов
Теплота, потерянная из-за химической
неполноты сгорания, по условиям расчёта отсутствует как для дизеля, так и
бензинового двигателя, т.е.
, .
Неучтенные потери теплоты:
Результаты расчета теплового баланса
необходимо представить в таблице.
Таблица 2 -
Тепловой баланс двигателя
Qo, кДж/с
|
Qe, кДж/с
|
qe, %
|
Qохл, кДж/с
|
qохл, %
|
Qr, кДж/с
|
qr, %
|
Qнс, кДж/с
|
qнс, %
|
Qост, кДж/с
|
qост, %
|
243,2
|
93,3
|
38
|
59,79
|
24,58
|
91,96
|
37,8
|
0
|
0
|
0
|
0
|
По данным таблицы 2 сотдледует построил
диаграмму (в цвете), высота каждой ступени которой эквивалентна составляющим
теплового баланса.
Рисунок 1 - Диаграмма теплового баланса
двигателя
3. Построение индикаторной диаграммы
Теоретическая индикаторная диаграмма
строится в координатах для номинального
режима двигателя. Исходными данными для ее построения служат конструктивные
параметры двигателя - степень сжатия , ход поршня S и рабочий
объем цилиндра Vh, а также данные теплового расчета -
давления pa, pв, pc, pz, pr и степени
предварительного и
последующего расширения для дизеля.
Таблица 3 - Исходные данные для
расчёта индикаторной диаграммы
Конструктивные
параметры
|
Данные
теплового расчёта
|
Наименование
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Степень
сжатия Ход поршня S, мм Рабочий объём цилиндра Vh,
л
|
21(16)
100 2,8
|
Давление,
МПа: - впуска pa,
- сжатия pc, -
сгорания pz , -
остаточных газов pr.
Степени (для дизеля): -предварительного расширения с - последующего
расширения д
|
0,195
9,55 13,37 0,211 1,3 12,3
|
Построение диаграммы аналитическим методом
сводится к вычислению ряда промежуточных точек (7-8) политроп сжатия и
расширения в пределах изменения рабочего объема Vh,
(хода поршня S).
Для дизельного двигателя значения
точек политроп сжатия и расширения определяются при изменении объёма цилиндра
от Vc до Va , что
соответствует изменению степени сжашшдтия от заданной до 1 и степени
последующего расширения от заданной
до 1.
Расчёт удобно производить в
табличной форме.
Таблица 4 -
Определение расчетных точек индикаторной диаграммы дизеля
№
точек
|
Политропа
сжатия
|
Политропа
расширения
|
|
OX,
ммpx,
МПаOX,
мм, МПа
|
|
|
|
|
|
|
|
1
|
16
|
6,7
|
43,41
|
9,55
|
12,3
|
8,7
|
22,46
|
13,48
|
2
|
15,5
|
6,9
|
41,58
|
8,11
|
11,5
|
9,3
|
20,67
|
12,40
|
3
|
15
|
7,1
|
39,76
|
|
|
9,7
|
19,56
|
11,74
|
4
|
14
|
7,6
|
36,2
|
|
|
10,7
|
17,38
|
10,73
|
5
|
12
|
8,9
|
29,36
|
5,73
|
9
|
11,9
|
15,25
|
9,15
|
6
|
9
|
11,9
|
19,85
|
3,87
|
8
|
13,4
|
13,18
|
7,91
|
7
|
6
|
|
|
|
6
|
17,8
|
9,22
|
3,53
|
8
|
3
|
|
|
|
4
|
26,8
|
5,58
|
3,35
|
9
|
2
|
53,5
|
2,57
|
0,5
|
2
|
53,5
|
2,36
|
1,42
|
10
|
1
|
107
|
1
|
0,195
|
1
|
107
|
0,6
|
0,6
|
Текущие значения степени сжатия ,
соответствующие изменению рабочего объема цилиндра по ходу поршня, выбираются
произвольно в пределах от заданного значения до 1, причём интервал разбивки
следует уменьшать к ВМТ.
Давление в промежуточных точках для
политропы сжатия определяется по формуле:
Координаты промежуточных точек
политропы расширения дизеля определяются следующим образом. Диапазон разбивается
произвольно на ряд интервалов.
Давление в промежуточных точках для
политропы расширения определяется по формуле:
Величина OX
является второй координатой политроп. Она находится после определения в мм
отрезков, соответствующих объёму камеры сгорания OA
и рабочему объёму AB.
AB
определяется по известному ходу поршня и выбранному масштабу:
Масштабный коэффициент рекомендуется
выбирать в зависимости от величины хода поршня в диапазоне 1,0-1,5 мм/мм. Для
автомобильных двигателей обычно выбирают мм/мм. Тогда:
Сумма отрезков и составит
величину ,
соответствующую полному объёму цилиндра:
Искомая величина второй координаты
для политропы сжатия определяется как:
Величина ОХ для политропы расширения
определяется как:
Отрезок, соответствующий подводу теплоты при
постоянном давлении:
где - степень предварительного
расширения.
4. Построение и анализ внешней
скоростной характеристики
4.1 Расчет внешней скоростной характеристики
Внешняя скоростная характеристика (ВСХ)
показывает зависимость основных показателей двигателя от изменения частоты
вращения при полном открытии дроссельной заслонки в бензиновом двигателе или
максимальной подаче топлива в дизеле. Ее можно определить экспериментально либо
с достаточной точностью можно построить по результатам теплового расчета,
проведенного для режима максимальной мощности.
В данной работе определяю значения
эффективной мощности ,
эффективного крутящего момента двигателя, удельного эффективного
расхода топлива и часового
расхода топлива в расчетных
точках.
Расчёт ведется с использованием
компьютерной программы «ВСХ ДВС», предназначенной для вычисления текущих
значений Ne, Me, ge и GT в расчётных
точках.
|
n1
|
n2
|
n3
|
n4
|
n5
|
n6
|
nном
|
nmax
|
Частота
вращения(n, об/мин)
|
1000
|
1300
|
2000
|
2600
|
3000
|
3600
|
4000
|
0
|
Эффективная
мощность (Ne, кВт)
|
25,42
|
34,31
|
55,28
|
71,68
|
80,82
|
90,44
|
93,3
|
0
|
Крутящий
момент (Me, Н * м)
|
242,9
|
252,18
|
264,дло
|
263,41
|
257,39
|
240,01
|
222,85
|
0
|
Удельный
эфф. расход топлива (ge, г/(кВт * час))
|
271,09
|
254,91
|
226,83
|
213,55
|
210,24
|
213,55
|
221,3
|
0
|
Часовой
расход топлива (Gт, кг/час)
|
6,89
|
8,75
|
12,54
|
15,31
|
16,99
|
19,31
|
20,65
|
0
|
По этим данным строю график ВСХД двигателя в
функции частоты вращения и он представлен в графической части проекта согласно
рекомендациям.
4.2 Анализ внешней скоростной характеристики
Общий анализ ВСХ основан на интерпретации
характера изменения кривых Ne,
Me, ge
и GT по частоте
вращения.
Для удобства анализа сравниваемые величины
заносятся в таблицу.
Таблица 6 - Основные показатели двигателя по
технической характеристике и по расчёту
Показатели
двигателя
|
По
технической характеристике
|
Расчётные
значения
|
1.
Эффективная мощность Nе
при nном, кВт
|
92
|
93,3
|
2.
Крутящий момент Ме при nном,
Н·м
|
222,8
|
222,85
|
3.
Максимальный крутящий момент Ме мах, Н·м
|
292
|
264,07
|
4.
Частота вращения при Мемах, об/мин
|
2000
|
2000
|
5.
Коэффициент запаса крутящего момента К
|
1,31
|
1,19
|
Коэффициент запаса крутящего момента по
технической характеристике двигателя находят из её данных:
где Мемах - максимальный
крутящий момент по технической характеристике (см. таблицу 2.7);
Ме ном - крутящий момент
при частоте вращения .
Коэффициент запаса крутящего момента
по расчетам равен:
Мощность, полученная по расчетам
(93,3 кВт), незначительно больше паспортной (92 кВт) в 1,5(без изменения
степени сжатия, ). Это
связано с применением средней системы наддува (). В связи с этим температура и
давление в конце сжатия соответственно равны рс=13,82 МПа и Тс=1232,81
К. Поэтому может возникнуть перегрев деталей; ускоряется процесс горения,
повышается жесткость работы дизеля и возрастают ударные нагрузки на детали.
Чтобы избежать различные
отрицательные факторы, можно несколько уменьшить степень сжатия, например, с 21
до 16, тем самым получится:
;
.
Также можно увеличить на
номинальном режиме (),
использовать термостойкие материалы, установить промежуточное охлаждение между
компрессором и впускным трубопроводом двигателя, тем самым уменьшается
температура газов перед турбиной, снижаются тепловые напряжения деталей,
способствует улучшению массового наполнения цилиндров.
В принципе такой способ повышения
мощности возможен и, на мой взгляд, лучшим способом избежать отрицательные
факторы является установка промежуточного охлаждения.
Максимальный крутящий момент,
полученный по расчетам (291,28 при n=2000
об/мин), больше паспортного (292 при n=2000
об/мин) в 1,5 раза. Это объясняется повышенным коэффициентом запаса крутящего
момента К (К=1,19). Следовательно динамические свойства двигателя улучшаются,
тем самым двигатель имеет хорошую приемистость на переходных режимах. Высокий
коэффициент запаса крутящего момента К объясняется установкой на двигатель
системы надува с промежуточным охлаждением.
Удельный расход топлива при nном=4000 об/мин
равен 221,3 г/(кВтч), =210,24
г/(кВтч) при n=3000
об/мин. Удельный расход топлива понижен на 5 % (лучший образец значений
удельного эффективного расхода топлива=200-210 г/(кВт ч)). Это можно
объяснить улучшенной системой смесеобразования: увеличение давления впрыска
топлива через форсунки, установлены наиболее выгодные фазы впрыска топлива, в
эксплуатации использован хороший исправный ТНВД и др.
5. Расчёт системы охлаждения
.1 Общие положения
Охлаждение двигателя
применяется в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для
обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы.
Большая часть отводимой теплоты воспринимается системой охлаждения, меньшая -
системой смазки и непосредственно окружающей средой.
В зависимости от рода
используемого теплоносителя в транспортных двигателях применяют систему
жидкостного и воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества
используют воду и некоторые другие высококипящие жидкости, а в системе
воздушного охлаждения - воздух. Наибольшее применение в ДВС находит жидкостная
система охлаждения.
При расчёте системы жидкостного
охлаждения находят количество жидкости, циркулирующее в системе в единицу
времени, теплопередающую поверхность жидкостного радиатора, ряд конструктивных
и эксплуатационных параметров жидкостного насоса и вентилятора.
Циркуляционный расход жидкости
в системе охлаждения двигателя:
м3/с
здесь Qохл
- количество теплоты, отводимое в охлаждающую среду (см. тепловой баланс
двигателя).
ДТж - разность
температур жидкости на входе и выходе из радиатора, ДТж=8-14 К.
сж и сж -
теплоемкость и плотность охлаждающей жидкости. Для низкозамерзающих жидкостей
можно принять сж = 4000 Дж/(кг·К), сж ≈ 1070 кг/м3.
Расчетная производительность
насоса определяется с учетом утечек жидкости из нагнетательной полости во
всасывающую:
м3/с
где з = 0.8 - 0.9 - коэффициент
подачи.
Мощность, потребляемая
жидкостным насосом:
кВт [0.005ч0.01 Ne]
зм=0.7 - 0.9 - механический КПД
жидкостного насоса,
сж - напор, создаваемый жидкостным
насосом, сж=0.10-0.15 МПа.
.2 Жидкостный радиатор
Радиатор представляет собой
теплообменный аппарат для воздушного охлаждения жидкости, поступающей от
нагретых деталей двигателя. Расчет радиатора состоит в определении поверхности
охлаждения, необходимой для передачи теплоты от жидкости к окружающему воздуху,
массового расхода жидкости через радиатор и количества обдувочного воздуха.
Поверхность охлаждения
радиатора:
(м2)
где К - коэффициент
теплопередачи радиатора, К=100ч160 Вт/(м2 · К);
Tср.ж
- средняя температура жидкости в радиаторе, Tср.ж.
=358ч365 К;
Тср.в - средняя
температура воздуха, проходящего через радиатор, Тср.в=323ч328 К.
Массовый расход жидкости через
радиатор:
кг/с
сж - средняя
теплоемкость жидкости (см. выше)
Gж
- температурный перепад жидкости (см. выше).
Количество воздуха проходящего
через радиатор, определяется из условия Qохл=Qв,
т.е. вся отводимая от двигателя теплота передаётся охлаждающему воздуху.
(кг/с)
Температурный перепад ДТв воздуха
в решетке радиатора составляет 20-30 К. Средняя теплоемкость воздуха св=1000
Дж/(кг·К).
.3 Вентилятор
Вентилятор служит для создания
направленного воздушного потока, обеспечивающего отвод теплоты от радиатора.
Производительность вентилятора
определяется исходя из количества воздуха, проходящего через радиатор:
м3/с
св - плотность
воздуха
кг/м3
где ро =0,1 МПа -
давление окружающей среды;
Rв=287
Дж/(кг·К) - универсальная газовая постоянная для воздуха;
Тср.в. - средняя
температура воздуха в радиаторе (см. выше).
Мощность привода вентилятора:
кВт
здесь ДРтр - аэродинамическое
сопротивление конструкции радиатора, ДРтр=0.6ч1.0 кПа.
зв - кпд вентилятора. Для клёпанной
конструкции зв=0.32ч0.40 (бензиновый двигатель), для литой
конструкции зв =0.55ч0.65 (дизель).
Диаметр вентилятора:
м
где фронтовая поверхность
радиатора:
м2
скорость воздуха перед
радиатором следует принять щв=15-25 м/с.
Окружная скорость вентилятора
зависит от создаваемого им напора и конструктивных особенностей:
, м/с [70-100]
где коэффициент цл для
плоской формы лопастей принимается цл =2.8ч3.5.
Частота вращения вентилятора при
известной окружной скорости
,об/мин.
Список использованной
литературы
1 Энергетические установки
транспортной техники. (курсовое проектирование): - Учебное пособие / Е.К.
Ордабаев, А.Б. Байгушкарова, Т.Р. Джармухаметов, - Павлодар: Инновац. Евраз.
ун-т, 2009.-88 с.
Энергетические установки подвижного
состава: учебник/ В.А. Кручек, В.В. Грачёв, В.В. Крицкий. - М.: Издательский
центр «Академия», 2006. - 352 с.
Расчет автомобильных и тракторных
двигателей: Учебное пособие для вузов/ А.И. Колчин, В.П. Демидов - М.: Высшая
школа, 2002 г. -496 с.
Двигатели внутреннего сгорания:
учебник в 3 кн./ Под ред. В.Н. Луканина. -М.: Высшая школа, 1995.
Автокаталог. Модели 1999 г. - М.: За
рулём, 1998 г. - 384 с.
Володин А.И. Локомотивные двигатели
внутреннего сгорания - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Транспорт, 1990. - 256с.
Топлива, смазочные материалы,
технические жидкости. Ассортимент и применение: Справочник/ Под ред. В.М.
Школьникова. М.: Изд. Центр «Техинформ», 1999 - 596 с.