Пригодилось? Поделись!
|
Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателя |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ СЕВЕРО - ЗАПАДНЫЙ ЗАОЧНЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ КАФЕДРА АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ДИСЦИПЛИНЕ : РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ И ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВЫПОЛНИЛ СТУДЕНТ III КУРСА ФАКУЛЬТЕТА ЭМ и АПСПЕЦИАЛЬНОСТЬ 2401 ШИФР ____________= . . = РУКОВОДИТЕЛЬ РАБОТЫ : = А. Д. ИЗОТОВ = ᴦ. ЗАПОЛЯРНЫЙ 1998 ᴦ.
2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ Стр.4.
СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА. Стр.17
На наземном транспорте 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 двигателей . Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства , обусловили крайне важность 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 . Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла , мощность и экономичность , а также давление газов , действующих в надпоршневом пространстве цилиндра , в зависимости от угла поворота коленчатого вала . По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали .
По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов . Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 . ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя .
При проведении теплового расчета крайне важно правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя . ТОПЛИВО : Степень сжатия = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 8190 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . К примеру в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где От - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кᴦ. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать : С+Н+От = 1 кг . ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА: Определение теоретически крайне важного количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода Оо , ĸᴏᴛᴏᴩᴏᴇ крайне важно подвести извне к топливу для полного его окисления , принято называть теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически крайне важное количество воздуха для сгорания 1кг топлива :
Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кᴦ. топлива при =0,9 : lo = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; Lo = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива т = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси : М1 = 1/ т + Lo = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль. При неполном сгорании топлива ( 1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО2) , водяного пара (Н2О) , свободного водорода (Н2) , и азота (N2) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).: Мсо = 2*0,21*[(1-)/(1+K)]*Lo = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль. МСО2 = С/12- Мсо = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль. МН2 = К* Мсо = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль. МН2О = Н/2 - МН2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль. МN2 = 0,792*Lo = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль. Суммарное количество продуктов сгорания : М2 = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль. Проверка : М2 = С/12+Н/2+0,792*Lo = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 . Давление и температура окружающей среды : Pk=Po=0.1 (МПа) и Tk=To= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда Т = 20о С . Температура остаточных газов : Тr = 1030o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : PrN = 1.16*Po = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) .
РrN - давление остаточных газов на номинальном режиме , nN - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим : Рr=Р0( 1,035+ Ар10-8 n2)= 0,1(1,035+0,4286710-854002) = 0,1(1,035+0,125)=0,116 (Мпа)
Температура подогрева свежего заряда Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ТN =10о С . Тогда :
Т = Ат (110-0,0125n) = 0,23533(110-0,01255400)= 10о С .
Плотность
заряда на впуске
будет :
где Р0 =0,1 (Мпа) ; Т0 = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.) 0 = ( 0,1*106)/(287*293) = 1,189 (кг/м3). Потери давления на впуске Ра , в соответствии со скоростным режимом двигателя (примем (2+вп)= 3,5 , где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , вп - коэффициент впускной системы ) , Ра = (2+вп)* Аn2*n2*(k /2*10-6) , где Аn = вп/ nN , где вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (вп = 95 м/с) , отсюда Аn= 95/5400 = 0,0176 . : k = 0 = 1,189 ( кг/м3) . Ра = (3,5 0,1762540021,18910-6)/2 = (3,50,0003094291600001,18910-6) = 0,0107 (Мпа). Тогда давление в конце впуска составит : Ра = Р0 - Ра = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа). Коэффициент остаточных газов :
Pa= 0.0893 (Мпа); = 8,2 , получим : r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.
Коэффициент
наполнения
:
Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия: Рс = Ра n = 0.0893 8.21.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Тс = Та(n-1) = 340,68,20,37 = 741,918 742 (К). Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mcv’ = 20,16+1,7410-3Тс = 20,16+1,7410-3742 = 21,45 (Кдж/кмольград.) Число молей остаточных газов : Мr = rL0 = 0,950,0570,516=0,0279 (кмоль). Число молей газов в конце сжатия до сгорания: Мс= М1+Мr = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)
Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( 1) : mcв’’ = (18,4+2,6)+(15,5+13,8)10-4Тz= 20,87+28,6110-4Тz = 20,87+0,00286Тz (Кдж/кмольК). Определим количество молей газов после сгорания : Мz = M2+Mr = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле : = Мz / Mc = 0,5397/0,5 = 1,08 . Примем коэффициент использования теплоты z = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кᴦ. : Q = z(Hu-QH) , где Hu - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., QH =119950(1-) L0 - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания : QH = 119950(1-0,95) 0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда Q = 0,8(42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (1) :
1,08(20,87+0,00286*Тz)*Tz = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742 22,4Тz +0,003Тz2 = 86622 22,4 Тz +0,003 Тz2 - 86622 = 0
Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Рz = Pc**Tz /Tc = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Рzд = 0,85*Рz = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления : = Рz / Рс = 6,524/1,595 = 4,09
С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n2 = 1,25 Давление и температура в конце процесса расширения :
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :
= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия 1,7 .
Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле :
Индикаторный К.П.Д. : i = pi l0 / (QH 0 v ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Qн = 42,7 МДж/кᴦ. Индикаторный удельный расход топлива : gi = 3600/ (QH i ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.
При средней скорости поршня Сm = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Рм = А+В* Сm , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,751 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Рм = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа. Рассчитаем среднее эффективное давление : ре = рi - pм = 1,116-0,209= 0,907 МПа. Механический К.П.Д. составит : м = ре / рi = 0,907/ 1,116 = 0 ,812 Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива : е= i м = 0,388*0,812 = 0,315 ; ge = 3600/(QH е) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч Основные параметры цилиндра и двигателя.
Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , ᴛ.ᴇ. при Ne=92,24 кВт. И n=5400 об/мин. Масштабы диаграммы :масштаб хода поршня 1 мм. ; масштаб давлений 0,05 МПа в мм. Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания : АВ = S/Ms = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / (-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм. Максимальная высота диаграммы точка Z : рz / Mp = 6,524/0,05 = 130,48 мм. Ординаты характерных точек : ра / Мр = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; рс / Мр = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; рв / Мр = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : рr / Мр = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р0 / Мр = 0,1/0,05 = 2 мм. Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом :
ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия :
ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .: Рх / Мр = Рв (Vв /Vх)n2 , отсюда Рх / Мр = (рв/Мр)(ОВ/ОХ)n2 , где ОВ= 85,4 ; n2 =1.25
Рис.1. Индикаторная диаграмма.
Кинематика кривошипно-шатунного механизма . Sn = (R+)- ( R cos.+cos.)= R[(1+1/)-( cos.+1/ cos.)] , где =R / , тогда Sn = R[(1+ /4)-( cos.+ /4 cos.2)] , если =180о то Sn=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+/4)-(-1+/4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м. =R/Lш Lш = R/= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. = 0,25 Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа : Vп = dSn/dt = R( sin + /2sin2) , jn = d2Sn/dt = R2(cos + cos2) , Угловую скорость найдем по формуле : = n/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с . ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения : 1- ( sin + /2sin2) ; 2- (cos + cos2)
Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5. ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с)
ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .
Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .
Отрезок ОО1 составит : ОО1= R/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС : АС = mj 2 R(1+) = 0,5 Рz = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Рх = 3,262/0,05 = 65,24 мм. Отсюда можно выразить массу движущихся частей :
Рассчитаем отрезки BD и EF : BD = - mj 2 R(1-) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) . EF = -3 mj 2 R = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ). BD= EF
Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя. Силы инерции рассчитаем по формуле : Рj = - mj 2 R(cos + cos2) ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .
Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра : Определение движущей силы , где Р0 = 0,1 МПа , Рдв = Рr +Pj - P0 , где Рr - сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы : N= Рдв*tg ; Z = Рдв * cos(+)/cos ; T = Рдв * sin(+)/cos ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы .
По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота кривошипа .
Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .
Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.
Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа
Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , принято называть набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре . Суммарный набегающий крутящий момент будет : Мкр = ( Тi) Fп R , где Fп - площадь поршня : Fп = 0,005 м2 , ; R= 0,0375 м . - радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе : 1-4-2-6-3-5 . Формула перевода крутящего момента : Мкр =98100* Fп R
Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа. Определим средний крутящий момент : Мкр.ср = ( Мmax + Mmin)/2 Мкр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 н м . 5. ВЫВОДЫ. В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик. Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов. Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки . 6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. 1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980ᴦ.; 2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.: Машиностроение, 1967ᴦ.; 3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: «Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей» . Заполярный, 1997ᴦ.. Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателя - 2020 (c). |