Динамический расчет по ДВС

rus_dvs.cdw

Описание.docx

Динамический расчет по ДВС
В данной работе предоставлены все динамические расчета по двигателю внутреннего сгорания
по дисциплине «Энергетические установки
специального назначения»
Содержание расчетно-пояснительной записки
РАЗДЕЛ 1. РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ
1Расчет характеристик рабочего тела
2. Расчет процессов газообмена
3. Расчет процесса сжатия
4. Расчет процесса сгорания
5. Расчет процесса расширения
7. Механические (внутренние) потери и эффективные показатели двигателя
8. Определение рабочего объёма диаметра цилиндра и хода поршня двигателя
9. Построение индикаторной диаграммы
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ (Цель расчёта – определение исходных данных для анализа работоспособности элементов кривошипно-шатунного механизма проектируемого двигателя.
1. Определение сил нагружающих элементы кривошипно-шатунного
2. Полярная диаграмма сил действующих на шатунную шейку КВ
3. Теоретическая диаграмма износа шатунной шейки
4. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента
Уравновешивание двигателя.br>

dvs.docx

Кафедра теплотехники
и автотракторных двигателей
по дисциплине «Энергетические установки
специального назначения»
РАЗДЕЛ 1. РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ
1.Расчет характеристик рабочего тела
Количество свежего заряда
Количество воздуха теоретически необходимого для полного сгорания топлива:
Действительное кол-во воздуха участвующего в сгорании
Количество свежей смеси для дизелей М1 в кмолях на 1 кг топлива (перед началом сгорания):
где L0 – стехиометрическое количество кмолей воздуха на 1 кг топлива.
Состав и количество продуктов сгорания
Состав продуктов сгорания для дизеля при α=1 - СО2 H2O N2.
Расчёт выполняется в киломолях на 1 кг топлива:
Суммарное количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива:
Определение молярных (или объемных) долей компонентов продуктов сгорания:
Теоретический коэффициент молярного изменения:
Статистическая величина 0 =f(α) для ДсИЗ 0 = 102 112.
2. Расчет процессов газообмена
Исходные данные для расчета процессов газообмена:
Диапазон допустимых значений
Выбранное числовое значение
Температура на впуске
Газовая постоянная воздуха
Давление остаточных газов
Температура остаточных газов
Температура подогрева свежего заряда на впуске
Суммарный фактор сопротивления впускного тракта
Средняя за процесс впуска скорость смеси в наименьшем сечении впускного тракта (в клапане)
Отношение теплоемкости остаточных газов к теплоемкости свежего заряда воздуха при постоянном давлении
Коэффициент дозарядки
Плотность заряда на впуске
Параметры рабочего тела в конце такта впуска:
Величина гидравлических потерь:
Давление рабочего тела в конце впуска:
Проверка: для ДсИЗ pa=0085 0095.
Коэффициент остаточных газов:
Температура конца впуска
Коэффициент наполнения
3. Расчет процесса сжатия
Показатель политропы сжатия
4. Расчет процесса сгорания
Низшая теплота сгорания топлива Hu
Коэффициент выделения теплоты на участке видимого сгорания z
Количество теплоты выделяющееся при сгорании одного киломоля рабочей смеси:
при α≥1 ΔHu=0 и где ΔHu= – потери теплоты (в расчете на 1 кг топлива) вследствие неполноты сгорания.
Значение действительного коэффициента молярного изменения рабочей смеси:
Определение термодинамических параметров рабочего тела в конце процесса видимого сгорания
Аналитический метод:
Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания приведённое к рабочему виду:
где – внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре - внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре - внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Tz.
Размерность величин - МДжкмоль а размерность Hu – МДжкг.
Определение максимальной температуры цикла Tz сводится к решению уравнения первого закона термодинамики для процесса сгорания приведённое к рабочему виду. Для применения аналитического метода решения необходимо найти числовые значения .
Используем линейные и аналитические зависимости средних теплоёмкостей при постоянном объёме компонентов продуктов сгорания от температуры t которые имеют следующий вид кДж(кмоль*К):
Значения коэффициентов и для различных газов приведены в приложении 2 для двух различных интервалов температур. Интервал температур от 0 до 1500 °С используется для вычисления и а интервал температур от 1500 до 2800 °С – для вычисления .
В аналогичном виде представим среднюю молярную теплоёмкость смеси продуктов сгорания с учётом объёмных долей компонентов кДж(кмоль*К):
(2). Здесь t=tc или t=
Сначала вычислим левую часть уравнения (4) обозначив её F1 МДжкмоль:
для чего предварительно определим значение внутренней энергии воздуха при температуре tc используя значения коэффициентов и из приложения 2 для диапазона температур 0 1500 °С: =2053 кДж(кмоль*К) =2708*103 кДж(кмоль*К2):
Для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc необходимо найти коэффициенты A и B из уравнения (2) по выражениям (3) и (4) с использованием значений коэффициентов и из приложения 2 также в диапазоне температур 0 1500 °С:
Теперь найдём значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc:
После чего находим F1 по формуле:
Выражение для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tz имеет вид:
С учётом введённого обозначения это уравнение примет вид:
Откуда найдём значение температуры tz:
Значения коэффициентов A и B из уравнения (6) находим по выражениям (3) и (4) с использованием значений коэффициентов и из приложения 2 но уже в диапазоне температур 1500 2800°С:
Степень повышения давления в цикле:
Максимальное давление рабочего цикла:
Действительное значение максимального давления рабочего цикла:
5. Расчет процесса расширения
Показатель политропы расширения
Параметры рабочего тела в конце процесса расширения:
Характерные для ДсИЗ значения =035 05 МПа =1200 1700 °С.
Проверка правильности выбора параметров остаточных газов:
Отклонение расчётного значения температуры остаточных газов от её заданного значения =1015 К находится в допустимых пределах.
6. Определение индикаторных показателей двигателя
Коэффициент полноты индикаторной диаграммы φп.д.
Расчетное и действительное среднее индикаторное давление.
Соответствующее уменьшение действительного среднего индикаторного давления pi по сравнению с расчётным pi н.с.учитывается с помощью коэффициенты полноты индикаторной диаграммы φп.д.. В соответствии с выбранным значением φп.д.=095 получим:
Характерные для ДсИЗ без наддува значения pi=11 15 Мпа.
Индикаторный КПД и удельный индикаторный расход топлива:
Характерные для ДсИЗ без наддува значения gi=182 228 г(кВт*ч).
7. Механические (внутренние) потери и эффективные показатели двигателя
Средняя скорость поршня cп.
Среднее давление механических потерь pм.п:
Среднее эффективное давление и механический КПД:
Характерные для ДсИЗ без наддува pe=075 105 МПа; м=070 090.
Эффективный КПД и удельный эффективный расход топлива:
Характерные для ДсИЗ без наддува е=026 035; ge=235 345 гч.
Часовой расход топлива:
8. Определение рабочего объёма диаметра цилиндра и хода поршня двигателя.
Коэффициент короткоходности двигателя K=SD
Рабочий объем двигателя:
Рабочий объем одного цилиндра:
Ход поршня округляется в сторону ближайшего чётного значения.
Действительное значение средней скорости поршня cп:
Расхождение полученной скорости поршня с ранее принятым значением не превышает допустимое расхождение следовательно пересчёта механических потерь не требуется.
Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности выполняется после определения размеров цилиндра и округления хода поршня S и диаметра D до стандартных значений:
Эффективный крутящий момент Mк:
Итоговая таблица основных показателей и параметров двигателя:
9. Построение индикаторной диаграммы
Масштаб давления mр=005 МПамм.
Масштаб хода поршня ms=05 мм ходамм диаграммы.
Координатные оси и характерные линии диаграммы.
Линия абсолютного давления окружающей среды p0 = 01 МПа располагается на расстоянии ОК от оси абсцисс:
Линия определяющая положение поршня в ВМТ. Отрезок ОА Sс косвенно характеризует объем камеры сгорания-
Отрезок АВ эквивалентен ходу поршня S и точка В определяет положение поршня в НМТ;
Характерные точки индикаторной диаграммы:
z соответствует pzpz = 82291 МПа;
c соответствует pcрc = 21837 МПа;
r соответствует prрr = 0124 МПа;
а соответствует pара = 00899 МПа;
b соответствует pbрb = 04563 МПа.
С учётом дозарядки в НМТ откладывается точка соответствующая давлению pа’ = φ1*ра =104 00899 = 00935 МПа с которой начинается построение политропы сжатия.
Построение индикаторной диаграммы теоретического цикла
Построение политроп сжатия и расширения.
Такты работы двигателя:
r-a - такт впуска; a-c - такт сжатия; с-b1 – такт расширения; b1-r – такт выпуска.
Процессы формирующие рабочий цикл:
a'rb’’aa’’ – процесс впуска; a’’e – процесс сжатия; ec’zb’–сгорание– расширение; b’b1a’rb’’ – процесс выпуска.
Точки a’ и a’’ – соответствуют началу открытия и концу закрытия закрытие впускного клапана;
Точки b’ и b’’ – начало открытия и конец закрытия выпускного клапана.
Результаты расчета политроп сжатия и расширения представлены в таблице 3.
Построение индикаторной диаграммы соответствующей действительному циклу
Отличия действительной индикаторной диаграммы соответствующей реальному циклу от теоретической диаграммы вызываются следующими причинами.
Повышение давления в конце такта сжатия (точка с') являющееся следствием начала процесса сгорания до прихода поршня в ВМТ:
Отклонение процесса резкого нарастания давления от процесса при V=const вследствие конечной скорости выделения теплоты и вызванного движением поршня изменения объема надпоршневого пространства. При этом момент достижения максимального давления смещается относительно ВМТ (точка zд на рис.2.).
Сглаживание индикаторной диаграммы вблизи ВМТ в конце процесса сжатия и в начале процесса расширения
Задача заключается в определении ординаты точки с' рc’ = 12рc =1221837 =26204 МПа соответствующей действительному значению давления в цилиндре в момент достижения ВМТ а также положения точек “е” и "zд " относительно ВМТ. Первая из них соответствует началу фазы видимого сгорания- e=14 ПКВ; вторая - определяет момент достижения.
действительного максимального давления pzд после прохождения поршнем ВМТ zд=14ПКВ.
На диаграмму наносится также момент искрового разряда в свече зажигания (точка f) что соответствует углу опережения зажигания f=30 ПКВ.
Выбор фаз газораспределения
Фазы газораспределения выбираются такими же которые характерны для двигателей того же типа что и проектируемый с тем же самым числом и расположением цилиндров и с примерно одинаковой средней скоростью поршня:
φа’= 17 ПКВ – угол начала открытия впускного клапана до ВМТ;
φа’= 68 ПКВ - угол запаздывания закрытия впускного клапана после НМТ;
φв’ =53 ПКВ - угол опережения открытия выпускного клапана до НМТ;
φb’’ =23 ПКВ – угол запаздывания закрытия выпускного клапана после ВМТ.
Диаграмма фаз газораспределения приведена на рис.2.
Скругление индикаторной диаграммы выполненное по методу Ф.А.Брикса с учётом угловых положений характерных точек приведено на рис.2. Поправка соответствующая отрезку – О1О2 диаграммы
Здесь λ =025 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ
1. Определение сил нагружающих элементы кривошипно-шатунного механизма
Цель расчёта – определение исходных данных для анализа работоспособности элементов кривошипно-шатунного механизма проектируемого двигателя.
Основные параметры проектируемого двигателя:
Ne ном=9415 кВтnном=5700 мин-1 i=4 D=97 мм S=78мм =105 α=1 iVh=23045 л.
Исходные материалы к динамическому расчёту двигателя:
- Угловая скорость коленчатого вала:
- Рабочий объём цилиндра двигателя:
- Объём камеры сгорания:
- Площадь поршня (площадь днища поршня):
- Ход поршня эквивалентный объёму КС:
- Коэффициент короткоходности:
- Критерий кинематического подобия:
- Конструктивные массы:
В соответствии с исходными данными найдём конструктивные массы необходимые для динамического расчёта:
Построение диаграммы газовой силы
Диаграмма строится в координатах Pг=f(φ).угла поворота коленчатого вала принимаем равным mφ=2 °ПКВмм. При этом каждому значению угла поворота кривошипа φ соответствует перемещение поршня определяемое по формуле:
и следующие четыре значения газовой силы приходящейся на единице площади поршня:
- на такте впуска при значении φ угла поворота кривошипа
- на такте сжатия при φ1 =360°+ φ
- на такте расширения при φ2 =360°+ φ
- на такте расширения при φ3 =720°+ φ
Здесь pвп pсж pрасш pвып – абсолютные значения давлений по индикаторной диаграмме на соответствующем такте рабочего цикла двигателя; Fп - площадь поршня.
Диаграмма газовой силы Pг в функции угла поворота кривошипа
Сила давления газов на поршень Pг = (pг – p0) Fп = pFп
где p=( pг – p0) –перепад давления на поршне; pГ – абсолютное давление газов по индикаторной диаграмме в данной фазе рабочего цикла.
Процедура определения p=р() который представляет собой удельную (приходящую на единицу площади поршня Fп) газовую силу Pг сводится к перестроению индикаторной диаграммы двигателя из координат p – S в координаты p - . Для этого использовался графоаналитический метод А.Ф. Брикса.
Под индикаторной диаграммой из точки О1 соответствующей половине хода поршня строят вспомогательную полуокружность радиусом S(2 ms). Затем от центра полуокружности в сторону НМТ откладывается поправка А.Ф.Брикса в виде отрезка Полуокружность из центра О2 делят лучами с интервалом 30. Из точек пересечения лучей с полуокружностью проводят вертикальные линии до пересечения с линиями давлений на индикаторной диаграмме. Отрезки вертикалей от линии атмосферного давления до соответствующих линий на индикаторной диаграмме отображают перепад давления p на поршне в данной фазе рабочего цикла. Для построения развернутой диаграммы p=f() на индикаторной диаграмме в координатах p – S фиксировались ординаты в мм чертежа соответствующие совокупности угловых положений кривошипа от 0 до 720 через каждые 30. В интервале от 360 до 390 ординаты определялись через 10.
Диаграмма сил инерции масс движущихся возвратно-поступательно
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся элементов КШМ двигателя Pj=Сf1 где C=-mjr2 f1()= (cos+cos2).
Для определения массы КШМ совершающей возвратно-поступательное движение истинные значения массы поршня mп и шатуна mш определяются по статистическим значениям их конструктивных масс т.е. масс приходящихся на единицу площади поршня.
lшк lш = (026 028) = 027 и конструктивные массы:
- поршневой группы ;
Значения удельной силы инерции Pj и вспомогательной функции
f1()= (cos+cos2) приведены в таблице 4.
Диаграммы сил суммарной P боковой N тангенциальной T и нормальной K
=arcsin(sin)- угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра где критерий кинематического подобия соответственно:
Результаты расчёта сил и P N K и T а также вспомогательные функции f2() f3() f4() приведены в таблице 4.
Так как все результаты расчетов в таблице приведены в мм то для перевода в размерность давлений или сил необходимо соответственно умножить их на масштаб давлений mp = 005 МПамм или на масштаб сил
mP = mp Fn = 005· 00074 = 0000369 МНмм.
2. Полярная диаграмма сил действующих на шатунную шейку КВ
Сила Rшш нагружающая шатунную шейку в процессе работы двигателя является для каждой фазы рабочего цикла суммой сил К T и центробежной силой Кrш создаваемая массой шатуна отнесённой к его кривошипной головке - mшк.
Полярная диаграмма силы получается как результат последовательного геометрического суммирования в координатах К -Т сил К T для всей совокупности расчётных фаз рабочего цикла (точек ).Затем полюс полученной таким образом полярной диаграммы силы (точка О) перемещается на величину вектора по оси К в точку О1.
что равносильно геометрическому суммированию .
Сила - центробежная сила создаваемая массой . Сила при постоянной частоте вращения коленчатого вала постоянна и всегда направлена по радиусу кривошипа.
Затем полярная диаграмма перестраивается в координаты Rшш = f(φ) (разворачивается по углу поворота кривошипа). По развёрнутой диаграмме определяются расчетные нагрузки на шатунный подшипник:
Rшш ср – средняя за цикл (используется для выполнения теплового расчета шатунного подшипника);
R’шш ср – средняя в петле максимальных нагрузок (используется для гидродинамического расчёта подшипника);
Rшш max – максимальная (используется для обоснованного выбора антифрикционного материала подшипника).
Результаты расчётов нагрузок на шатунный подшипник приведены в таблице 5.
3. Теоретическая диаграмма износа шатунной шейки
Строится с целью определения зоны в которой следует располагать канал подвода масла к шатунному подшипнику.
Построение этой диаграммы основано на следующих принципах:
- износ шейки в каждой расчётной фазе рабочего цикла прямо пропорционален величине вектора силы Rшш;
- величина износа неизменна в пределах дуг 60 в обе стороны от условной точки приложения силы к поверхности шатунной шейки.
Построение фактической диаграммы производилось на основе промежуточного (вспомогательного) её варианта на котором износ в точках периметра шейки иллюстрировался графическим суммированием парциальных износов от сил Rшш нагружающих шейку в различных фазах рабочего цикла.
Радиус вспомогательной окружности выбираем равным r=70 мм. Толщина кольцевой полоски прямо пропорциональна значению вектора силы Rшш.. Она определяется умножением силы Rшш (мм) на масштаб который следует принимать равным 004 010. Принимаем масштаб равным 0045.
Для получения окончательного изображения теоретической диаграммы износа проводится ещё одна окружность с произвольным радиусом (40 50 мм) выбираем 50 мм изображающая шатунную шейку которая как и вспомогательная разбивается на 12 частей. По каждому из 12 полученных при этом лучей в произвольном масштабе (принимаем масштаб равный 05) откладывается суммарная ширина зачернённых на вспомогательной диаграмме кольцевых полосок. Концы полученных отрезков соединяют плавной кривой характеризующей износ шейки.
Анализ диаграммы износа шатунной шейки показывает что масло следует подводить на поверхность шейки под углом φм.о = 750 к оси кривошипа.
4. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента
Моменты Mi = T r действующие на отдельных кривошипах 4-х цилиндрового рядного двигателя суммируясь по длине коленчатого вала передают на трансмиссию суммарный крутящий момент
Моменты Mi одинаковы по форме временнй реализации но сдвинуты по фазе на углы определяемые порядком работы двигателя и углом чередования рабочих ходов.
При порядке работы 1-3-4-2-1 проектируемый 4х цилиндровый рядный двигатель имеет равномерное чередование рабочих ходов с угловым интервалом Следовательно его суммарный крутящий момент представляет собой периодическую функцию с периодом (длительность периода на диаграммах где ).
Для двигателей с равномерным чередованием рабочих ходов определяется суммированием последовательных отрезков кривой силы Т=f() с угловой длительностью 180 каждый.
В формализованном виде это сводится к суммированию ординат точек
С угловыми индексами: (0+6+12+18); (1+7+13+19); (2+8+14+20); (3+9+15+21);(4+10+16+22); (5+11+17+23).
Для определения момента Мiср по диаграмме следует найти результирующую площадь под кривой суммарного крутящего момента и разделить ее на расстояние между крайними ординатами периода.
Средний индикаторный крутящий момент отображается высотой прямоугольника построенного в заданном интервале ординат и равновеликого найденной площади в масштабе диаграммы ординат Нм:
Где h - высота прямоугольника построенного в заданном интервале ординат и равновеликого найденной площади в масштабе диаграммы ординат. Период изменения крутящего момента Н при mφ= 2 °ПКВмм равен 90 мм.
Мiср=h*mM =144*1415=20376 Нм
где mM =mр*r*106=0000369*0039*106=1440— масштаб момента Нммм выбираем масштаб mM=1440 Нммм.
Значение среднего индикаторного крутящего момента на номинальном режиме работы двигателя
где номинальная эффективная мощность двигателя кВт; — номинальная частота вращения мин-1.
Абсолютное значение относительной разности моментов Мiср и Мiср.ном не должно превышать 5 %:
Коэффициент неравномерности крутящего момента:
M i Σ max = 7702 144= 110909 Нм
M i Σ min = -4928 144=-70963 Нм.
Уравновешивание двигателя.
Четырехтактный четырехцилиндровый двигатель имеет плоский четырехколенный коленчатый вал с углами между кривошипами 180° что позволяет иметь равномерное чередование рабочих ходов через 180° при двух возможных порядках работы цилиндров: 1 — 3 — 4 — 2 — 1 или 1 — 2 — 4 — 3 — 1.
Схема двигателя с компоновкой 4Р ( = 180°) приведена на рис. 6.3. Его коленчатый вал удовлетворяет условиям самоуравновешенности поэтому суммарная сила инерции масс совершающих вращательное движение ΣКr так же как и момент этих сил ΣMr автоматически равны нулю.
В данном двигателе уравновешены и :
Суммарная же сила инерции второго порядка здесь не уравновешена:
Однако в силу симметричности коленчатого вала суммарный момент этих сил уравновешен:
Таким образом в двигателе 4Р ( = 180°) неуравновешен только один силовой фактор
Так как по уравновешенности четырехцилиндровый двигатель подобен одноцилиндровому при mjэкв = 4mj то и уравновесить его возможно той частью механизма Ланчестера которая предназначена для уравновешивания силы т. е. двумя вращающимися с угловой частотой ±2 валами с установленными на них противовесами со статическим моментом Мст.пр = 4(18mjrλ).
Мст.пр = 4(18mjrλ)=079Нм.
Схема уравновешивания
Список использованной литературы
Автомобильные двигатели: учебник для студ. выш. учеб. заведений М.Г. Шатров К.А. Морозов И.В. Алексеев и др.; под ред. М.Г. Шатрова. – М. : издательский цент «Академия» 2010. – 464 с.
Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование: учеб. пособие М.Г. Шатров И.В. Алексеев С.Н. Богданов и др.; под ред. М.Г. Шатрова. – М. : издательский цент «Академия» 2011. – 256 с.
Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания. Ч.1. Методика выполнения теплового расчёта И.В. Алексеев С.Н. Богданов С.А. Пришвин и др. ; МАДИ(ГТУ) - М. 2004. -85 с.
Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания. Ч.2. Методика выполнения динамического расчёта И.В. Алексеев С.Н. Богданов С.А. Пришвин и др. ; МАДИ(ГТУ) - М. 2005. -56 с.