Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию РФ.

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Владимирский государственный университет»

Реферат

Тема: Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей

Выполнил:

студент гр. Ас-104

Цыганков Е.А.

Проверил:

Маковецкий В.А

Владимир 2005



Введение

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства. двигатель тепловой топливо

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 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 .

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.



1. Тепловой расчет двигателя

При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты, входящие в некоторые формулы. При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели, характеризующие условия работы двигателя. Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 .

Таблица 1. Параметры двигателя

Номинальная мощность КВт.	Число цилиндров	Расположение цилиндров .	Тип двигателя .	Частота вращения К.В.	Степень сжатия .	Коэффициент избытка воздух
90	6	Рядное .	Карбюратор.	5400	8,.2	0,95

Степень сжатия = 8,2. Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 8190 ). Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы. Например в одном килограмме содержится С = 0,855, Н = 0,145, где О_т - кислород ; С- углерод ; Н - водород. Для 1кг. жидкого топлива, состоящего из долей углерода, водорода, и кислорода, при отсутствии серы можно записать :С+Н+О_т = 1 кг.

2. Пaраметры рабочего тела

Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива. Наименьшее количество кислорода О_о, которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления, называется 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 необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива :

кг.

кмоль.

Действительное количество воздуха, участвующего в сгорании 1 кг. топлива при =0,9: l_o = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; L_o = 0,9 * 0,516 = 0,464. При молекулярной массе паров топлива _т = 115 кмоль, найдем суммарное количество свежей смеси :

М₁ = 1/ _т + L_o = 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).:

М_со = 2*0,21*[(1-)/(1+K)]*L_o = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.

М_СО2 = С/12- М_со = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.

М_Н2 = К* М_со = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.

М_Н2О = Н/2 - М_Н2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.

М_N2 = 0,792*L_o = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль.

М₂ = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль.

Давление и температура окружающей среды: P_k=P_o=0.1 (МПа) и T_k=T_o= 293 (К), а приращение температуры в процессе подогрева заряда Т = 20^о С. Температура остаточных газов: Т_r = 1030^o К. Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле:

P_rN = 1.16*P_o = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа).

Где Р_rN - давление остаточных газов на номинальном режиме, n_N - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим :

Р_r=Р₀( 1,035+ А_р10^-8 n²)= 0,1(1,035+0,4286710^-85400²) = 0,1(1,035+0,125)=0,116 (Мпа)

3. Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается Т_N =10^о С. Тогда :

Т = А_т (110-0,0125n) = 0,23533(110-0,01255400)= 10^о С .

,

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 Р_а, в соответствии со скоростным режимом двигателя

Р_а = (²+_вп)* А_n²*n²*(_k /2*10^-6), где А_n = _вп/ n_N

где _вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (_вп = 95 м/с), отсюда А_n= 95/5400 = 0,0176.: _k = ₀ = 1,189 (кг/м³).Р_а=(3,50,176²5400²1,18910^-6)/2= 3,50,0003094291600001,18910^-6) = 0,0107 (Мпа).

Тогда давление в конце впуска составит: Р_а = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).

Коэффициент остаточных газов :

при Т_к=293 К ; Т = 10 С ; Р_r = 0,116 (Мпа) ; Т_r = 1000 K ;

P_a= 0.0893 (Мпа); = 8,2, получим: _r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.

Коэффициент наполнения :

(К).



4. Процесс сжатия

Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37. Давление в конце сжатия:

Р_с = 0.0893 8.2^1.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия: Т_с = 340,68,2^0,37 = 741,918 742 (К).

Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mc_v' = 20,16+1,7410^-3Т_с = 20,16+1,7410^-3742 = 21,45 (Кдж/кмольград.)

Число молей остаточных газов: М_r = 0,950,0570,516=0,0279 (кмоль).

Число молей газов в конце сжатия до сгорания: М_с= 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)

5. Процесс сгорания

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( 1): mc_в'' = (18,4+2,6)+(15,5+13,8)10^-4Т_z= 20,87+28,6110^-4Т_z = 20,87+0,00286Т_z (Кдж/кмольК).

Определим количество молей газов после сгорания:

М_z = M₂+M_r = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля).

Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле:



= М_z / M_c = 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 кг.:

Q = _z(H_u-Q_H)

где H_u - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., Q_H =119950(1-) L₀ - количество теплоты, потерянное в следствии химической неполноты сгорания : Q_H = 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) :

тогда получим : 1,08(20,87+0,00286*Т_z)*T_z = 36636/ (0,95*0,516* (1+0,057))+21,45*742

22,4Т_z +0,003Т_z² = 86622 22,4 Т_z +0,003 Т_z² - 86622 = 0

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое: Р_z = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа).

Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания: Р_zд = 0,85*Р_z = 0,85*6,524 =5,545 (МПа).

Степень повышения давления: = 6,524/1,595 = 4,09

6. Процесс расширения

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 :

6,524/13,876=0,4701(МПа).

2810/1,7=1653 К

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :

1653/ 1,6 = 1037 К.

7. Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле :

=1,163 (МПа).



Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным _и = 0,96, тогда среднее индикаторное давление получим: р_i = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа).

Индикаторный К.П.Д.: _i = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388, Q_н = 42,7 МДж/кг.

Индикаторный удельный расход топлива: g_i = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.

8. Эффективные показатели двигателя

При средней скорости поршня С_m = 15 м/с., при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин., рассчитаем среднее давление механических потерь:

Р_м = А+В* С_m

где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,751, тогда А=0,0395, В = 0,0113, отсюда Р_м = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа.

Рассчитаем среднее эффективное давление: р_е = 1,116-0,209= 0,907 МПа.

Механический К.П.Д. составит: _м = 0,907/ 1,116 = 0 ,812

Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива :

_е= 0,388*0,812 = 0,315; g_e = 3600/(Q_{H е}) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя: V_л = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.

Рабочий объем цилиндра: V_h = 2,205 / 6 = 0,368 л.

Диаметр цилиндра: D = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*10³*0,0395 = 79,05 мм. 80 мм.

Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит: V_л = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.

Площадь поршня: F_п = 20096/4 = 5024 мм² = 50,24 (см²).

Эффективная мощность двигателя: N_е = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).

Эффективный крутящий момент: М_е = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (нм)

Часовой расход топлива: G_т = 92,2426810^-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .

9. Построение индикаторной диаграммы двигателя

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя, т.е. при N_e=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/M_s = 75/1,0 =75 мм. ;

ОА = АВ / (-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм.

Z: р_z / M_p = 6,524/0,05 = 130,48 мм.

Максимальная высота диаграммы точка. Ординаты характерных точек :

р_а / М_р = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; р_с / М_р = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; р_в / М_р = 0,4701/0,05 = 9,402 мм.: р_r / М_р = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р₀ / М_р = 0,1/0,05 = 2 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

Политропа сжатия:



Р_х = Р_а (V_а V_х )ⁿ¹.

Р_х / М_р = (Р_а/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ¹ мм.

ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n₁ = 1,377 .

Таблица 2. Данные политропы сжатия

Таблица 3. Данные политропы расширения

10. Динамический расчет двигателя

Кинематика кривошипно-шатунного механизма .

S_n = (R+)- ( R cos.+cos.)= R[(1+1/)-( cos.+1/ cos.)]

S_n = R[(1+ /4)-( cos.+ /4 cos.2)],

где =R / , тогда если =180^о то S_n=S - ходу поршня, тогда: 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м.

Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа :

V_п = dS_n/dt = R( sin + /2sin2), j_n = d²S_n/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

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)

	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-6,06	-21,2	-0,65	-2,89
	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-6,06	-21,2	-0,65	-2,89



11. Построение развернутой индикаторной диаграммы

Отрезок ОО₁ составит:

ОО₁= R/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см).

АС = m_j ² R(1+) = 0,5 Р_z = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Р_х = 3,262/0,05 = 65,24 мм.

Отсюда можно выразить массу движущихся частей :

Рассчитаем отрезки BD и EF:

BD = - m_j ² R(1-) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа)

EF = -3 m_j ² R = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа )

Расчет радиальной, нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра. Определение движущей силы, где Р₀ = 0,1 МПа,

Р_дв = Р_r +P_j - P₀,

где Р_r - 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= Р_дв*tg; Z = Р_дв * cos(+)/cos; T = Р_дв * sin(+)/cos

По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.1), нормальной (рис.2), и тангенциальной (рис.3) сил в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис.1 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

12. Определение суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарного набегающего крутящего момента

Алгебраическая сумма касательных сил, передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров, начиная со стороны, противоположной фланцу отбора мощности, называется 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:

М_кр = ( Т_i) F_п R

где F_п - площадь поршня: F_п = 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:

М_кр =98100* F_п R



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 .



Список литературы

1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М.: Высшая школа, 1980г.;

2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. Автомобильные двигатели. М.: Машиностроение, 1967г.;

3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: «Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей». Заполярный, 1997г..

Размещено на Allbest.ru