Тепловой расчёт и тепловой баланс двигателя ЯМЗ 238

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Механическую энергию, необходимую для привода в действие различных машин и выработки электрической энергии, можно получить путем использования тепловой, гидравлической, солнечной энергии и энергии ветра.

Гидравлическая энергия широко используется для получения электрической, однако ее ресурсы сравнительно ограничены. Энергия ветра и тем более солнечная намного превышают потребности человечества, но эти виды энергии пока еще трудно реализуемы. Наиболее широко используют тепловую энергию, получаемую из органического и ядерного топлива.

Большинство транспортных установок работают на жидком топливе, а некоторые на газообразном. При химических реакциях углеводородов топлива с кислородом воздуха можно легко использовать часть выделяющейся теплоты для превращения ее в механическую работу. На наземном транспорте наиболее распространены двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью и долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.

Прогресс в автомобильной промышленности и дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматривает не только количественный рост автомобильного парка, но и значительное улучшение использования имеющихся автомобилей, повышение культуры их эксплуатации, увеличение межремонтных сроков.

B области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами на современном этапе являются: расширение использования дизелей, снижение удельной массы и повышение топливной экономичности двигателей, стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателей в атмосферу, а также задачи по снижению шума двигателей в процессе их эксплуатации. Значительно больше внимания уделяется использованию электронно-вычислительных машин при расчетах и испытаниях двигателей. Выполнение этих задач требует от специалистов глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Данные методические указания разработаны для того, чтобы студенты научились производить расчеты, связанные с работой автомобильных двигателей

ЗАДАНИЕ

Тип двигателя - дизельный;

Номинальная мощность - Ne =185 кВт

Номинальная частота вращения - п=2600мин-1

Число цилиндров - i=8

Охлаждение - жидкостное

Прототип -ЯМЗ-238

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Технические характеристики основных рекомендуемых прототипов двигателей приведены в приложении. Все другие конкретные значения физико-химических, газо-термодинамических параметров исходных данных необходимых при расчете процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска определяются исходя из задания для проведения теплового расчета.

Коэффициенты, физико-химические константы, элементарный состав, параметры технической характеристики двигателя и топлива. Значения принимать с учетом варианта, принятого как последняя цифра номера зачетной книжки - (п).

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

1.1 Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя. В связи с этим приводятся основные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и последующих расчетов двигателя.

Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя предназначенного для автомобиля. Эффективная мощность карбюраторного двигателя Nе=60 кВт при частоте вращения коленчатого вала nN=5600 мин-1.

Двигатель четырехцилиндровый, i=4 c рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия е=8,5 для карбюраторного двигателя.

Выполняя тепловой расчет для четырех основных режимов двигателя, необходимо определить:

1) режим минимальной частоты вращения nmin=600-1000 мин-1, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

2) режим максимального крутящего момента при nM=(0,4-0,6) nN

3) режим максимальной (номинальной) мощности, при nN ;

4) режим максимальной скорости движения автомобиля, при nmах=(1,05-1,2 )·nN

С учетом приведенных рекомендаций и заданий (nN=5600 мин-1) тепловой расчет последовательно проводится для карбюраторного двигателя при n=1000, 3200, 5600 и 6000 мин-1.

1.2 Топливо

В соответствии с заданными степенями сжатия е=8,5 выбирается топливо.

Для двигателей с воспламенением от искры ориентировочно можно принять следующую взаимосвязь допустимой степени сжатия и необходимого октанового числа топлива:

Степень сжатия	6,5-7,5	7,5-8,5	8,5-10,0	10,0-12,0
Октановое число	64-74	74-80	80-90	90-100

При одинаковом октановом числе топлива допустимая степень сжатия карбюраторного двигателя выбирается по нижнему пределу. При использовании наддува необходимо применять топливо с повышенным октановым числом таблица 1.

Таблица 1

Степень сжатия

Показатель	А-72	А-76	Нормаль-80	АИ-91	Регуляр-91	АИ-93	АИ-95	Премиум-95	Супер-98
		Неэтил.	Этил.
Октановое число, не менее: моторный метод	72	76	76	76	82,5	82,5	85	85	85	88
Исследовательский метод	не нормируется	80	81	91	93	95	95	98

Можно использовать бензин марки Премиум-95. Так как в двигателях внутреннего сгорания выпуск отработавших газов происходит при температуре выше температуры конденсации водяного пара, то для практической оценки тепловой ценности топлива обычно служит низшая теплота сгорания топлива.

Средний элементарный состав жидкого топлива:

Средний элементарный состав бензинов и дизельных топлив в массовых долях приведен в таблице 2:

Таблица 2

Средний элементарный состав бензинов и дизельных топлив

Жидкое топливо	Содержание, кг
	С	Н	О
Бензин	0,855	0,145	-
Диз. топливо	0,870	0,126	0,004

углерод С, водород Н, молекулярная масса топлива

С=0,855; Н=0,145; О=0 и mT =0,115 кг/моль,

для различных топлив применяются следующие значения тТ ,кг/кмоль:

для автомобильных бензинов 110-120;

для дизельных топлив 180-200.

Для приближенного определения его низшей теплоты сгорания Ни (кДж/кг) обычно пользуются формулой Д.И. Менделеева:

Ни=33,91С+125,6Н-10,89·(О-S)-2,51·(9H+W)=33,91·0,855+125,6·0,145-2,51·9·0,145=43,93 МДж/кг=43930 кДж/кг

где W-количество водяных паров в продуктах сгорания массовой или объемной единицы топлива.

1.3 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг. топлива:

Lo = кмоль возд/кг топ.;(1)

lo ===14,957 кг·возд/кг·топл.(2)

Коэффициент избытка воздуха устанавливается на основании следующих соображений.

На современных двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы, обеспечивающие получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристике. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующей регулировке как мощностной, так и экономичный состав топлива. Для получения достаточно экономичного и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при б=0,95-0,98 принимаем коэффициент избытка воздуха б на основных режимах равный б=0,96 и на режиме минимальной частоты вращения б=0,86 (в соответствии с рисунком 1.)

Рисунок 1 Исходные параметры для теплового расчета карбюраторного типа

Количество горючей смеси:

М1=б Lo+1/тТ (3)

Для карбюраторного двигателя:

М1=0,96·0,516+1/115=0,5041 кмоль гор. см/кг топл.;

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при принятых скоростных режимах вычисляются по следующим формулам:

МСО=; (4)

МСО =2; (5)

МНО=; (6)

МН=2k; (7)

MN=0,792·б ·Lo (8)

где k - постоянная величина, зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания (k=0,5).

Общее количество продуктов сгорания при принятых скоростных режимах М2:

М2 =МСО+ МСО + МНО + МН+ МN = (9)

Таблица 3

Параметры

Параметры	Рабочее тело карбюраторного двигателя
n	1000	3200	5600	6000
б	0,86	0,96	0,96	0,96
М1	0,4525	0,5041	0,5041	0,5041
МСО	0,0512	0,0655	0,0655	0,0655
МСО	0,0200	0,0057	0,0057	0,0057
МНО	0,0625	0,0696	0,0696	0,0696
МН	0,0100	0,0029	0,0029	0,0029
МN	0,3515	0,3923	0,3923	0,3923
М2	0,4952	0,5360	0,5360	0,5360

1.4 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува:

рk=р0=0,1 МПа и Тk=Т0=293 К.

Температуру остаточных газов определяем для принятых скоростных режимов.

Давление остаточных газов на номинальном скоростном режиме PrN :

PrN=1,18·po, (10)

Ар=; (11)

pr=po·(1,035+Ар ·108 · п2) (12)

Отсюда получаем значения рr в зависимости от n - принятых скоростных режимов коленчатого вала двигателя.

1.5 Процесс впуска

С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме, температура подогрева свежего заряда принимается ДTN=8°С, тогда:

АТ= (13)

ДТ=АТ ·(110-0,0125·пN) (14)

При выбранных скоростных режимах получаем значения ДT - изменение температуры в зависимости от скоростного режима.

Плотность заряда на впуске в0 вычисляется по следующей формуле:

вo=, (15)

где RB - удельная газовая постоянная, RB=287 Дж/(кг·град)

Потери давления на впуске Дра в соответствие со скоростным режимом двигателя и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять:

в2+оВП=2,5 (щВП - коэффициент использования теплоты на впуске), щВП=95 м/с, тогда:

An=; (16)

Дра =, (17)

где сk=с0-плотность заряда на впуске, рk=р0=0,1 МПа и Тk=Т0=293 К.

Давление в конце впуска ра вычисляется по формуле:

ра=ро-Дра (18)

При определении коэффициента остаточных газов гr для двигателя без наддува принимается коэффициент очистки цоч=1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме цдоз=1,10, что возможно при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60°. При этом на номинальном скоростном режиме (n=1000 мин-1) возможен обратный выброс в пределах 5%, т.е. цдоз=0,95.

гr= (19)

Температура в конце впуска Та:

Та= (20)

Коэффициент наполнения зV:

зV= (21)

Таблица 4

Параметры 2

Параметры	Процессы впуска и газообмена карбюраторного двигателя
n	1000	3200	5600	6000
б	0,86	0,96	0,96	0,96
Тr	900	1000	1060	1070
pr	0,1040	0,1082	0,1180	0,1201
ДТ	19,5	14,0	8,0	7,0
Дpа	0,0005	0,0049	0,0150	0,0172
pа	0,0995	0,0951	0,0850	0,0828
цдоз	0,950	1,025	1,100	1,110
гr	0,0516	0,0461	0,0495	0,0509
Та	341	338	337	337
зн	0,8744	0,9167	0,8784	0,8609

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Выбор топлива, определение его теплоты сгорания

Для дизельного двигателя выбирается дизельное топливо: марки Л - при работе в летних условиях (температура окружающего воздуха 0 °С и выше), марки 3 - при работе в зимних условиях (температура окружающего воздуха до -30 °С).

Низшая теплота сгорания жидкого топлива, кДж/кг:

где С, H и О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

C=0,870кг

H=0,126 кг

O=0,004 кг

2.2 Определение параметров рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма жидкого топлива: где , кмоль возд./ кг топл.; , кмоль возд./ кг топл.

Количество свежего заряда: расчет тепло сгорание дизель двигатель

где - коэффициент избытка воздуха;

Коэффициент избытка воздуха определяет состав горючей смеси. Его значение зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя, находится в следующих пределах дизельных - = 1.3-1,4. Принимаем = 1.3 кмоль св. зар./ кг топл.

При не полном сгорании топлива ( > 1) в состав продуктов сгорания входят: углекислый газ, водяной пар, кислород и азот.

углекислого газа: кмоль / кг топл.

водяного пара: кмоль / кг топл.

кислорода: кмоль Н2/ кг топл.

азота: кмоль / кг топл.

Общее количество продуктов сгорания жидкого топлива: кмоль пр.сг./ кг топл.

2.3 Определение параметров окружающей среды и остаточных газов

Атмосферные условия: МПа;

Давление и температура окружающей среды для двигателя без надува

Pk = Po Tk = To

Давление остаточных газов:

Выбираем Pr=0.110 МПа

Температура остаточных газов К, принимаем по прототипу: К

2.4 Расчет параметров процесса впуска

Давление газов в цилиндре в конце впуска определяется по формуле, МПа:

где, - потери давления на впуске за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре;

- при отсутствии наддува двигателя

где, - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению;

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или продувочных окнах), м/с;

- плотность заряда на впуске (при отсутствии наддува ), кг/м3.

По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме: 4 ;

Примем Плотность заряда на впуске:

где, = 287 Дж/(кгград) - удельная газовая постоянная воздуха.

Величина pa для дизельных двигателей лежит в пределах .

Коэффициент остаточных газов :

где , - температура подогрева свежего заряда при его контакте со стенками впускного трубопровода и цилиндра;

- степень сжатия; =16,5

Температура заряда в конце процесса впуска:К

Коэффициент наполнения без учета продувки и дозарядки четырехтактного двигателя:

Величина для прототипа лежит в пределах .

2.5 Расчет параметров процесса сжатия

По данным прототипа величина показателя политропы сжатия для дизельных двигателей без надува: n1 = 1,380-1,400 по номограмме получаем - 1,386 примем n1 = 1,38.

Давление и температура конца процесса сжатия определяются из уравнения политропы с постоянным показателем : МПа.

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия

рабочая смесь состоит из свежей смеси и остаточных газов.

Температура конца процесса сжатия tс в градусах Цельсия (°С).

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия принимается равной теплоемкости воздуха кДж;/(кмоль·град).

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия в кДж;(кмоль·град) определяется по следующей формуле:

где - средние мольные теплоемкости продуктов сгорания при изменении температуры в диапазоне 0…1500 °С, которые могут быть выражены в зависимости от температуры tс .

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в кДж;/(кмоль·град).

2.6 Расчет параметров процесса сгорания

Изменение объема при сгорании рабочей смеси учитывает коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси, теплота сгорания рабочей смеси кДж/кмоль.

Тогда имеем:

- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме кДж/(кмоль·град). которая определяется по формуле: где - средние мольные теплоемкости продуктов сгорания при изменении температуры в диапазоне 1501…2800 °С, которые могут быть выражены в зависимости от температуры tz.

Подставим уравнения для средних мольных теплоемкостей продуктов сгорания в уравнение для расчета и получим следующее выражение:

0,00191tz +32,472 (22)

Температура , определяется путем решения уравнения сгорания, которое имеет вид:

Tz =tz+273=2030+273=2303К (23)

Где tz - коэффициент использования теплоты;

273 - степень повышения давления.

По опытным данным значения коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей без наддува при их работе на номинальном режиме:

Уравнение сгорания после подстановки в них числовых значений всех известных параметров и последующих преобразований принимают вид уравнений второго порядка относительно :

где , A,B и C - численные значения известных величин, откуда

C, Tz =tz+273=2030+273=2303К (24)

Давление конца сгорания: МПа.

Степень предварительного расширения: МПа.

2.7 Расчет параметров процесса расширения и выпуска

Степень последующего расширения 16,5/1,27=12,99

Средние показатели адиабаты расширения К2 определяются по номограмме

К2=1,274

На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения с учетом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты : n2= 1.26

Давление и температура конца процесса расширения: МПа

Правильность предварительного выбора температуры остаточных газов проверяется с помощью выражения: Т.к. погрешность менее 10%, значит температура остаточных газов выбрана верно.

2.8 Определение индикаторных показателей двигателя

Теоретическое среднее индикаторное давление, МПа:

где - коэффициент полноты диаграммы, который принимается равным : = 0,95

МПа

Индикаторный удельный расход жидкого топлива, г/(кВт ч):

г/(кВт ч)

Определение эффективных показателей двигателя. Среднее давление механических потерь где выражено в м/с; a, b - коэффициенты, значения которых устанавливаются экспериментально.

а = 0,089 МПа (25)

b = 0,0118 (МПа c)/м (26)

Средняя скорость поршня, предварительно примем равной 10 м/с (так как большее значение n=2600 чем у прототипа):

n - номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, мин1.

Среднее эффективное давление, МПа. Механический КПД () представляет собой отношение среднего эффективного давления к индикаторному эффективный КПД двигателя.

Эффективный удельный расход жидкого топлива, г/(кВт ч):г/(кВт ч).

2.9 Определение основных размеров цилиндра и параметров двигателя

двигатель внутренний сгорание топливо

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала, тактности и эффективному давлению определяется литраж двигателя, л:

где, T - тактность двигателя;выражено в кВт, - в МПа, n. Рабочий объем одного цилиндра, где, i - число цилиндров двигателя. Диаметр цилиндра, мм. Целесообразно принять для дизеля S/D> или=1мм. Ход поршня мм.

Полученные значения D и S округлили до ближайших целых чисел. По окончательно принятым значениям D и S определяем основные параметры двигателя: Литраж двигателя (л).

Расхождение с ранее принятым значением на 4%, является допустимым.

Построение индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма дизельного двигателя построена для номинального режима работы двигателя, т. е. при Ne = 183 кВт и n = 2600 мин -1, аналитическим методом.

Для дизелей отношение изменяется в пределах 1… .

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня Ms= 1 мм в мм; масштаб давлений Мр = 0,05 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

AB=S/Ms=120/l,0 = 120 мм; ОА = АВ/(-1)= 120/(16,5-1)= 7,74 мм (27)

Максимальная высота диаграммы (точка z) pz/Mp =8,904/0,05=178 мм.

zz1=ОА(p-1)=7,74(1,27-1)=2,08мм (28)

Ординаты характерных точек:

pа/Mp =0,093/0,05 = 1,86 мм;

рс/Мр= 4,452/0,05 = 89,04 мм;

рb/Мр=0,351/0,05 = 7 мм;

рг/Мр = 0,110/0,05 = 2,2 мм;

ро/Мр=0,1/0,05=2 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия px=pa(Va/Vx)n1. Отсюда

рх/Мр , мм =(ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1= 1,86(127,74/ОХ)1,38 мм,

б) политропа расширения px=рb(Vb/Vx)n2 Отсюда

рх /Мр, мм =(рb/Мр)(ОВ/ОХ)n2= 7(127,74/ОХ)1,26 мм.

Результаты расчета точек политроп приведены в таблице 5.

Таблица 5

Результаты расчета точек политроп

Политропа сжатия	Политропа расширения
№	ОХ	ОВ/ОХ	(ОВ/ОХ)^n1	px/Mx, мм	рх, Мпа	(ОВ/ОХ)^n2	px/Mx, мм	рх, Мпа
1	7,74	16,5	47,89	89,08	4,45	34,20	239,4	11,97
2	10,64	12	30,871	57,42	2,87	22,89	160,27	8,01
3	21,29	6	12,45	22,04	1,10	9,56	66,92	3,35
4	40,00	3	4,96	9,23	0,96	3,99	27,94	1,40
5	63,87	2	2,602	4,84	0,46	2,39	16,76	0,84
6	85,16	1,5	1,749	3,25	0,16	1,66	11,66	0,58
7	91,24	1,4	1,591	2,95	0,14	1,52	10,69	0,53
8	98,26	1,3	1,436	2,7	0,13	1,39	9,74	0,48
9	106,45	1,2	1,286	2,4	0,12	1,25	8,80	0,44
10	127,74	1	1,00	1	0,05	1,00	7	0,35

Скругление индикаторной диаграммы. Начало открытия впускного клапана (точка г') устанавливается за 20° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка а") -- через 56° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 56° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а') -- через 20° после прохода поршнем в.м.т. Угол опережения впрыска равен 20°, а продолжительность периода задержки воспламенения = 8°( таб. 6).

Точка c11 Pc11=(1.15….1.25)Pc (мм)=1.2*89.04=106.85мм. Точка Pzq=Pz

Таблица 6

Параметры 3

Обозначение точек	Положение точек	0	( 1 - cos ) +?/4(1- cos2 )	Расстояние АХ точек от в.м.т..мм
b'	56 до н.м.т.	124	2,084	83,3
г'	20 до в.м.т.	20	0,076	3,0
а'	20 после в.м.т.	20	0,076	3,0
а"	56 после н.м.т	124	2,084	83,3
c	20 до в.м.т.	20	0,076	3,0
f	(20-8) до в.м.т.	12	0,038	1,5

3. РАСЧЁТ И ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ

Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале частот вращения коленчатого вала:

от nmin = 600 мин ,nх = 1000 мин значение nN = 2600 мин.

где - частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности.

Крутящий момент (Н м) и часового расхода топлива (кг/ч) определяются по формулам:

где г/(кВт-ч).

a,b,c,коэффициенты, значения которых устанавливаются экспериментально таблица 7

Таблица 7

Значение эмпирических коэффициентов для расчета скоростной характеристики дизельного двигателя.

a	b	c	d	e	j
0.50	1.50	1.00	1.55	1.55	1.00

Расчетные точки кривых эффективной мощности и эффективного удельного расхода топлива определяются по следующим зависимостям через каждые 500 мин1:

где, соответственно номинальная эффективная мощность (кВт), удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности (г/кВт-ч),

- соответственно эффективная мощность (кВт), удельный эффективный расход топлива (г/кВт-ч), частота вращения коленчатого вала (мин) в искомой точке скоростной характеристики; Результаты вычислений заносим в таблицу 8

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала, тактности и эффективному давлению определяется литраж двигателя, л:

где, T - тактность двигателя; выражено в кВт, - в МПа, n. Рабочий объем одного цилиндра, где, i - число цилиндров двигателя. Диаметр цилиндра, мм. Целесообразно принять для дизеля S/D> или=1мм. Ход поршня мм.

Полученные значения D и S округлили до ближайших целых чисел. По окончательно принятым значениям D и S определяем основные параметры двигателя: Литраж двигателя (л).

Давление газов в цилиндре в конце впуска определяется по формуле, МПа:

где, - потери давления на впуске за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре;

- при отсутствии наддува двигателя

где, - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению;

Таблица 8

Значения точек для построения внешней скоростной характеристики.

№ точки	Частота вращения коленчатого вала в искомой точке скоростной характеристики, об/мин	Эффективная мощность, кВт	Эффективный удельный расход топлива, г/кВт ч	Эффективный крутящий момент, Н м	Часовой расход топлива, кг/ч
1	600	33.5	290	533	9.7
2	1000	65.4	256	624	16.7
3	1500	109	230	694	25
4	2000	149.5	221	714	33
5	2500	179	229	684	40.9
6	2600	183	233	672	42.6

4. КИНЕМАТОГРАФИЧЕСКИЙ ОТЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ

Для дальнейших расчетов необходимо выбрать длину шатуна lш и определить значение = r/ lш .

Основными геометрическими параметрами, определяющими законы движения элементов КШМ, являются: rк.ш - радиус кривошипа коленчатого вала r=S/2, 120/20=60 мм). Параметр = r/ lш является критерием кинематического подобия КШМ. Для двигателя = 0,264(по прототипу). lш - длина шатуна (lш =227мм). Основываясь на табличные данные (лит..3 таб №12.1,13.1,13.4,13.5.) определяем основные размеры Н=120мм., rш=40мм., R=120мм., rк.ш =60мм.,Д=S=120мм., rп =12,5мм.и изображаем чертеж КШМ в масштабе 1:2 (приложение 4)

Проверяем отсутствие задевания шатуна о нижнюю кромку гильзы цилиндра. Минимальный зазор < 3мм., поэтому уменьшим длину шатуна до 222мм., и соответственно = 0,27.

Для номинального режима рассчитаем кинематические параметры к.ш.м.

а). Определяем по формулам перемещение Sx, скорость Vп и ускорение поршня jп в зависимости от угла поворота коленчатого вала (с интервалом 30о).

б). Полученные значения кинематических параметров оформляем в таблицу 9:

Таблица 9

Значения кинематических параметров

	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330	360
Sx	0	10	36	68	96	114	120	114	96	68	36	10	0
Vп	0	+10	+16	+16.3	+12.2	+6.3	0	-6.3	-12.2	-16.3	-16	-10	0
jп	+ 5640	+ 4450	+ 1620	- 1200	- 2820	-3250	-3240	-3250	-2820	-1200	+ 1620	+ 4450	+ 5640

По данным таблицы строим аналитическим методом графики перемещение Sx, скорость Vп и ускорение поршня jп . (приложение).

5. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

5.1 Силу давления газов определяют по рассчитанной и построенной индикаторной диаграмме

Строим развернутую диаграмму давления газов в координатах рг - о п.к.в, используя построенную свернутую индикаторную диаграмму (приложение 1) действительного цикла в ходе теплового расчета двигателя. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую выполняется графическим путем по методу проф. Ф.А. Брикса которая равна 8.1 мм.(r /2).Развертку индикаторной диаграммы начинают от ВМТ в процессе хода впуска. Масштабы развернутой диаграммы : ход поршня Мs=1 мм.

Давление Мр =0,05 Мпа. В мм., сил Мр= МрFп=0.05*0.0113=0.000565МН или 0,6кН в мм., угла поворота кривошипа М=3о в мм.

По развернутой диаграмме через каждые 30о угла поворота кривошипа определяем избыточное давление над поршнем рг = рг - рo Мпа.

Полученные значения занесем в сводную таблицу.

5.2 Приведение массы кривошипно-шатунного механизма

Для вычисления силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и центробежной силы инерции вращающейся части массы шатуна необходимо знать массы деталей поршневой (mп) и шатунной (mш) групп.( mш, mп, mк определяем приближенно по лит.1 часть2.таблица.1)

Масса поршневой группы: где m'п - удельная масса поршня,

Для поршня из алюминиевого сплава принято m'п = 260 кг/м2 , Fn=113см2

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов

=320 кг/м2 для стального кованого вала

Масса шатуна:

где m'ш - удельная масса шатуна, m'ш = 300 кг/м2

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца. Масса шатуна, совершающая вращательное движение. Масса кривошипно-шатунного механизма, совершающие возвратно-поступательное движение. Масса кривошипно-шатунного механизма, совершающие вращательное движение.

5.3 Силы инерции

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Pj вычисляется в виде удельных сил pj (отнесенных к площади поршня)

Полученные данные заносим в сводную таблицу. Центробежные силы (полные) всех вращающихся масс H. Kr=-6,078*0,06*272,12=-27000 H

вращающихся масс кривошипа Н., Kr.к =-3.62*0.06*272.12=-16081H

вращающихся масс шатуна Н., Kr.ш=-2,458*0,06*272,12=-10919H

Для V-образных двигателей с рядом стоящими шатунами

Кr? = Kr.к+2 Kr.ш Н

Кr?= -16081+2* (-10919)= -37,9кН (29)

Суммарные силы действующие в к.ш.м Удельные суммарные силы.

-сила давления газов и инерция поступательно-движущихся масс

p= pr+pj, Мпа;

-нормальная сила

pN =p*tg?, Мпа;

-сила действующая вдоль шатуна

ps =p/cos?, Мпа;

- сила направленная по радиусу кривошипа

pk = cos(µ+)/cos?, Мпа;

-тангенциальная сила

pT=p*sin(µ+)/cos?, Мпа;

Значения полученных сил заносятся в таблицу. В районе максимального давления сгорания шаг равен 100 п.к.в.:3600, 3700,3900.

5.4 Крутящие моменты на шейках колен. Вала

Крутящий момент одного цилиндра Мкр.ц = pT Fn r Нм;

Полученные данные заносим в сводную таблицу 10.

Сводная таблица 10

Силы действующих в КШМ двигателя

	Рг,Мпа	j, м/с	Рj,Мпа	P,Мпа	tg	РN,Мпа	1/cos
0	0,1	5640	-1,933	-1,833	0	0	1
30	0,05	4450	-1,525	-1,475	0.136	-0,199	1,009
60	0,05	1620	-0,555	-0,505	0.239	-0,119	1,028
90	0,05	-1200	0,411	0,461	0,278	0,131	1,038
120	0,05	-2820	0,966	1,016	0,239	0,245	1,028
150	0,05	-3250	1,114	1,164	0.136	0,160	1,009
180	0,05	-3240	1,11	1,160	0	0	1
210	0,05	-3250	1,114	1,164	-0.136	-0,162	1,009
240	0,1	-2820	0,96	1,06	-0.239	-0,262	1,028
270	0,15	-1200	0,411	0,561	-0,278	-0,181	1,038
300	0,25	1620	-0,555	0,305	-0,239	-0,032	1,028
330	1,25	4450	-1,525	0,275	-0.136	-0,107	1,009
360	5,2	5640	-1,933	3,267	0	0	1
370	8,804	5430	-1,861	6,943	0.047	0,439	1,001
390	3,8	4450	-1,525	2,275	0.136	0,617	1,009
420	1,1	1620	-0,555	0,545	0.239	0,353	1,028
450	0,6	-1200	0,411	1,011	0.278	0,373	1,038
480	0,35	-2820	0,966	1,316	0,239	0,365	1,028
510	0,2	-3250	1,114	1,314	0.136	0,205	1,009
540	0,15	-3240	1,11	1,26	0	0	1
570	0,125	-3250	1,114	1,264	-0.136	-0,171	1,009
600	0,1	-2820	0,966	1,066	-0.239	-0,246	1,028
630	0,075	-1200	0,411	0,486	-0,278	-0,131	1,038
660	0,05	1620	-0,555	-0,505	-0,239	0,118	1,028
690	0,01	4450	-1,525	-1,515	-0.136	0,199	1,009
720	0,01	5640	-1,933	-1,923	0	0	1

Таблица 11

Крутящие моменты на шейках колен. вала

	ps Мпа	cos(µ+)/cos	pk Мпа	sin(µ+)/cos	PT Мпа	Мкр.ц Нм
0	-1,871	1	-1,871	0	0	0
30	-1,479	0,798	-1,170	0,618	-0,906	-610
60	-0,510	0,293	-0,145	0,985	-0,489	-330
90	0,488	-0,278	-0,131	1	0,470	315
120	1,054	-0,707	-0,725	0,747	0,766	520
150	1,184	-0,934	-1,096	0,382	0,488	300
180	1,169	-1	-1,169	0	0	0
210	1,205	-0,934	-1,115	-0,382	-0,456	-310
240	1,127	-0,707	-0,775	-0,747	-0,819	-555
270	0,676	-0,278	0,181	-1	-0,651	-440
300	0,139	0,293	0,040	-0,985	-0,133	-90
330	0,792	0,798	0,626	-0,618	-0,485	-330
360	6,636	1	6,636	0	0	0
370	9,355	0,977	9,131	0,220	2,056	1390
390	4,576	0,798	3,619	0,618	2,803	1900
420	1,516	0,293	0,432	0,985	1,453	985
450	1,392	-0,278	-0,373	1	1,341	910
480	1,569	-0,707	-1,079	0,747	1,140	770
510	1,518	-0,934	1,405	0,382	0,575	390
540	1,330	-1	-1,330	0	0	0
570	1,265	-0,934	-1,171	-0,382	-0,479	-325
600	1,057	-0,707	-0,727	-0,747	-0,798	-520
630	0,491	-0,278	-0,131	-1	-0,473	-320
660	-0,507	0,293	-0,144	-0,985	0,486	330
690	-1,476	0,798	-1,167	-0,618	0,904	615
720	-1,871	1	-1,871	0	0	0

Для построения кривой суммарного крутящего момента проведем суммирование значений крутящих моментов всех восьми цилиндров табличным методом, используя полученные значения Мкр.ц из сводной таблицы. суммирование производится через каждые 100 угла поворота коленвала.

Величина и характер крутящих моментов всех цилиндров одинаковы, но сдвинуты по фазе на угол , равный промежуткам между вспышками =720/i , град. п.к.в=720/8=900

Таблица 12

Цилиндры коленчатого вала

	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	кривошипа	М.кр.цНм	М.кр.ср.Нм
0	0	0	90	315	180	0	270	-440	360	0	450	910	540	0	630	-320	465
10	10	-400	100	445	190	-105	280	-270	370	1390	460	890	550	-120	640	-170	1660
20	20	-560	110	525	200	-215	290	-190	380	1790	470	860	560	-260	650	100	2050
30	30	-610	120	520	210	-310	300	-90	390	1900	480	770	570	-325	660	330	2185
40	40	-610	130	450	220	-395	310	-150	400	1420	490	680	580	-380	670	480	1495
50	50	-510	140	360	230	-485	320	-275	410	1130	500	535	590	-450	680	580	885
60	60	-330	150	300	240	-555	330	-330	420	985	510	390	600	-520	690	615	555
70	70	-145	160	175	250	-605	340	-320	430	890	520	260	610	-515	700	515	255
80	80	110	170	80	260	-580	350	-255	440	880	530	110	620	-445	710	270	170
90	90	315	180	0	270	-440	360	0	450	910	540	0	630	-320	720	0	465

По полученным данным Мкр.ср. строим кривую Мкр. в масштабе Мм=25Нм в мм. и М=10 в мм.

6. ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА ДВС

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (силы тяжести в динамическом расчете обычно не учитывают).

Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.

В течение каждого рабочего цикла (720° для четырех и 360° для двухтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10-30°. Результаты динамического расчета сводят в таблицы.

6.1 Силы давления газов

Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Ее определяют для каждого момента времени угла (р) по действительной индикаторной диаграмме, снятой с двигателя, или по индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета (обычно для номинальной мощности и соответствующей ей частоты вращения коленчатого вала).

Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала обычно осуществляют по методу профессора Ф. А. Брикса.

Для этого под индикаторной диаграммой строят вспомогательную полуокружность радиусом R=. Далее от центра полуокружности (точка О) в сторону нижней мертвой точки откладывают поправку Брикса, равную:

; (30)

где Ms - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей, а из центра Брикса (точка О') проводят линии, параллельные этим лучам. Точки, полученные на полуокружности, соответствуют определенным углам <р. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикале соответствующих углов <р. Развертку индикаторной диаграммы обычно начинают от верхней мертвой точки в процессе хода впуска.

Масштабы развернутой диаграммы давлений и удельных сил Мр в мм., полных сил:

МР=Мр · FП (31)

где М'ц=, (32)

ОВ - длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развернутой диаграмме через каждые 30° угла поворота кривошипа определяем значение Дрr

7. РАСЧЕТ ДЕТАЛИ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА ДВС НА ПРИМЕРЕ ПОРШНЕВОГО КОЛЬЦА

Необходимые данные для расчета приведены в параграфе. Материал кольца - серый чугун, Е=1,0·105 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра рср:

рср=0,152·Е?; (33)

Давление р (МПа) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:

р=рcр-VК (34)

Значение VК для различных углов ?р приведены в таблице 10.

Таблица 13

Значение VК для различных углов ?р

град	0	30	60	90	120	150	180
VК	1,05	1,05	1,14	0,09	0,45	0,67	2,85

По этим данным построена эпюра давлений кольца на стенку цилиндра.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии диз1, вычисляется по следующей формуле:

диз1=2,61 · рср ?; (35)

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень д из2:

диз2=; (36)

Монтажный зазор в замке поршневого кольца Дк:

Дк=Д'к +р·D[б к ·(Т к -То)-бц·(Т ц - То)], (37)

где Д'к=0,08 мм, Тц=383, Тк=493, То=293 К.

Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возникающих при работе двигателя, производится с формулами сопротивления материалов и деталей машин. До настоящего времени большинство из используемых расчетных выражений дают лишь приближенные значения напряжений.

Несоответствие расчетных и фактических данных объясняется различными причинами, основными из которых являются:

-отсутствие действительной картины распределения напряжений в материале рассчитываемой детали;

-использование приближенных расчетных схем действия сил и места их приложения;

-наличие трудно учитываемых знакопеременных нагрузок и невозможность определения их действительных значений;

-трудность определения условий работы многих деталей двигателя и их термических напряжений;

-влияние не поддающихся точному расчету упругих колебаний;

-невозможность точного определения влияния состояния поверхности, качества обработки (механической и термической), размеров детали на величину возникающих напряжений.

В связи с этим применяемые методы расчета позволяют получить напряжения и деформации, являющиеся лишь условными величинами и характеризующие только сравнительную напряженность рассчитываемой детали.

Основными нагрузками, действующими на детали двигателя, являются силы давления газов в цилиндре и инерции поступательно и вращательно движущихся масс, а также усилия от упругих колебаний и тепловых нагрузок.

Нагрузка от давления газов непрерывно изменяется в течение рабочего цикла и имеет максимальное значение лишь на сравнительно небольшом участке хода поршня. Нагрузка от инерционных сил имеет периодический характер изменения и в быстроходных двигателях иногда достигает значений, превышающих нагрузку от давления газов. Указанные нагрузки являются источниками различных упругих колебаний, представляющих опасность при явлениях резонанса.

Усилия от температурных нагрузок, возникающие в результате выделения тепла при сгорании рабочей смеси и трения, снижают механическую прочность материалов и вызывают дополнительные напряжения в сопряженных деталях при их различном нагревании и различном линейном (или объемном) расширении.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Система питания -- механический ТНВД, по одной насосной секции на цилиндр, с непосредственным впрыском. Расположен в развале блока цилиндров. Впускные трубопроводы расположены в развале блока цилиндров.

Клапанный механизм OHV, клапаны расположены (по 2 на цилиндр) в головке и приводятся через коромысла и штанги от нижнего распределительного вала, находящегося над коленчатым валом и приводимого в движение через две шестерни, расположенные на переднем конце двигателя и закрытые крышкой. Штанги имеют роликовые толкатели. У коленчатого вала шатунные шейки расположены под углом 90° (ЯМЗ-238), 120° (ЯМЗ-236), что обеспечивает равномерные вспышки каждые 90° у ЯМЗ-238, но неравномерные (через 90° и 150°) у ЯМЗ-236. Шатуны смещённые. Охлаждение двигателя жидкостное.

Из анализа цикла двигателя следует, что на совершение эффективной работы расходуется только часть теплоты, образующейся при сгорании топлива.

Для определения характера теплоиспользования и путей его улучшения, а также данных, необходимых при расчете системы охлаждения, следует установить, как расходуется введенная в двигатель теплота. С этой целью при исследовании двигателя определяют отдельные составляющие теплового баланса в зависимости от различных параметров, характеризующих условия эксплуатации (нагрузка, частота вращения, состав смеси и т. п.).

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.Методические указания к курсовому проектированию по автомобильным двигателям (для студентов заочников специальности 1609) Свердловск.1985г

2.Болтинский В.Н. Теория, конструирование и расчет тракторных и автомобильных двигателей. - М.: Сельхозиздат, 1962. - 390 с.

3.Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей:

4.Учеб. пособие для вузов. - М.: Высш. шк., 2002. - 496 с.

5.Михаил Краснов Международная Программа строительства в Мировом Океане подводных плавучих водоводов, коллекторов, транспортных тоннелей //Copyright: Михаил Краснов, 2011. - http://www.proza.ru/

6.Copyright © 2009-2011 1-Film-Online: Документальные Фильмы Онлайн.

7.Промыслов Б.Д., Жученко И.А. Логистические основы управления материальными и денежными потоками. (Проблемы, поиски, решения). - М.: Нефть и газ, 1994. - 103 с

8.Автоматизированные системы управления перевозочными процессами на железнодорожном транспорте: Учеб. пособие/ Тулупов Л.П. - М.: Транспорт, 1991. - 328 с.

9.Ермаков В. Казахстан в современном мире. Издание 4-е.- Алматы: ИД «Жибек Жолы», 2007.- 208 с

Размещено на Allbest.ru