Задание на курсовую работу
Произведем расчет четырехтактного дизеля, предназначенного для грузового автомобиля. Прототипом рассчитываемого двигателя является ЯМЗ-236. Номинальная мощность двигателя Nе=132.4 кВт при частоте вращения коленчатого вала n=2100 об/мин. Двигатель шестицилиндровый, i=6 с V-образным расположением цилиндров. Степень сжатия =16,5.
1. Тепловой расчет и тепловой баланс дизеля
1.1 Исходные данные
Техническая характеристика двигателя прототипа ЯМЗ-236. Характеристику двигателя прототипа представим в виде таблицы.
Таблица 1.
1
Номинальная мощность
Nе
132.4
2
Частота вращения
n
2100
3
Диаметр цилиндра
D
130
4
Ход поршня
S
140
5
Отношение хода поршня к диаметру цилиндра
S/D
1.077
6
Литраж двигателя
11.14
7
Степень сжатия
16.5
8
Средняя скорость поршня
9.8
9
Литровая мощность
11.89
10
Максимальный крутящий момент
667
11
Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте
1500
12
Среднее эффективное давление при номинальной мощности
0.679
13
Среднее эффективное давление при максимальном крутящем моменте
0.752
14
Минимальный удельный расход топлива
238
1.2 Топливо
В соответствии с ГОСТ 305-82 для рассчитываемого двигателя принимаем дизельное топливо (для работы в летних условиях — марки Л и для работы в зимних условиях — марки З). Цетановое число топлива — не менее 45.
Средний элементный состав дизельного топлива:
С =0,870; Н =0,126; О= 0,004.
Низшая теплота сгорания топлива:
Ни=33,91С+125,60Н-10,89 (О-S) — 2,51 (9Н + W) =33,91·0,870 + 125,60·0,126-10,89·0,004-2,51·9·0,126=42,44 МДж/кг = 42440 кДж/кг.
1.3 Параметры рабочего тела
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива
L0= (С/12+Н/4-О/32) /0, 208= (0,87/12+0,126/4-0,004/32) /0, 208=0,500 кмоль возд/кг топл;
l0= (8С/3+8Н-О) /0,23= (8·0,87/3+8·0,126-0,004) /0,23=14,452 кг возд/кг топл.
Коэффициент избытка воздуха. Уменьшение коэффициента избытка воздуха α до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и, следовательно, повышает литровую мощность дизеля, но одновременно с этим значительно возрастает теплонапряженность двигателя, особенно деталей поршневой группы, увеличивается дымность выпускных газов. Лучшие образцы современных дизелей без наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при α=1,4-1,5. В связи с этим можно принять: α =1,4 — для дизеля без наддува.
Количество свежего заряда:
при α =1,4 М/>= α L/>=1,4·0,5=0,7 кмоль св. зар/кг топл.; Количество отдельных компонентов продуктов сгорания
/>=C/12=0,87/12=0,0725 кмоль СО2/кг топл;
/>=Н/2=0,126/2=0,063 кмоль Н2О/кг топл.
При α =1,4 />=0, 208 (/>-1) L/>=0, 208· (1,4-1) ·0,5=0,0416 кмоль О/>/кг топл.;
/>=0,792αL0=0,792·1,4·0,5=0,5544 кмоль N2/кг топл;
Общее количество продуктов сгорания
/>= />+/>+/>+/>.
При α =1,4 М2=0,0725+0,063+0,0416+0,5544=0,7315кмоль пр. сг/кг топл.
1.4 Параметры окружающей среды и остаточные газы
Давление и температура окружающей среды при работе дизеля без наддува рk=p0=0,1 МПа и Tk=Т0=293 К.–PAGE_BREAK–
Температура и давление остаточных газов. Достаточно высокое значение =16,5 дизеля без наддува снижает температуру и давление остаточных газов, а повышенная частота вращения коленчатого вала несколько увеличивает значения Trиpr. Можно принять для дизелей:
без наддува Tr=750 К, pr =1,05,p0=1,05·0,1=0,105 МПа.
1.5 Процесс впуска
Температура подогрева свежего заряда. Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в дизеле без наддува может достигать />15-20 0 С. Поэтому принимаем для дизелей: без наддува ∆Т =20 0С.
Плотность заряда на впуске
К=рК106/ (RВTК);
без наддува К =0,1·106/ (287·293) = 1,189 кг/м3, где Rв=287 Дж/кг·град — удельная газовая постоянная для воздуха.
Потери давления на впуске в двигателе
без наддува pa= (2+вп) 2впk·10-6/2=2,7·702·1,189·10-6/2=0,008 МПа.
где (2+вп) =2,7 и вп=70 м/с приняты в соответствии со скоростным режимом двигателей и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля с наддувом и без наддува.
Давление в конце впуска
pa=pк-pa;
без наддува pа=0,1-0,008=0,092 МПа.
Коэффициент остаточных газов.
r=pr (Tк+T) / (Tr (pa-pr)).
Без наддува r= (293+20) ·0.105/ ( (16,5·0,092-0,105) 750) =0,03101.
Температура в конце впуска
Ta= (Tк+T+rTr) / (1+r).
без наддува Та= (293+20+0,03·750) / (1+0,03101) =325,41 К.
Коэффициент наполнения
V=Tк (pa-pr) / ( (Tк+T) (-1) pк);
без наддува V=293 (16,5·0,092-0,105) / ( (293+20) · (16,5 — 1) ·0,1) =0,853.
1.6 Процесс сжатия
Средние показатели адиабаты и политропы сжатия.
При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты, который определяется по номограмме (см. рис.4.4) [1]:
для дизеля без наддува при =16,5 и Ta=325,41 К
n1/>k1= 1,3705
Давление в конце сжатия
pc=pa/>, без наддува pc=0,092·16,51,3705=4,283 МПа.
Температура в конце сжатия
Tc=Ta/>-1, без наддува Tc=325,41 ·16,51,3705-1=919,4 К.
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:
а) воздуха
/>=20,6+2,638·10-3 tc:
для дизеля без наддува />=20,6+2,638·10-3·646,4=22,305 кДж/ (кмоль·град),
где tc=Tc-273 = 919,4-273=646,4 0С;
б) остаточных газов
/> — определяется методом интерполяции по табл.3.9 [1]:
для дизеля без наддува при =1.4 и tc=646,4 С
/>=23,937+ (24,342-23,937) ·/>=24,123 кДж/ (кмоль·град)
где 23,937 и 24,342 — значения теплоемкости продуктов сгорания при 600 и 700 0С соответственно и α=1,4, взятые по табл.3.9 [1].
/>=24,123 кДж/ (кмоль·град);
в) рабочей смеси
/>= (1/ (1+r)) * (/>+r*/>);
для дизеля без наддува
/>= (1/ (1+0.03) (22,305+0,03·23,937) =22,351 кДж/ (кмоль·град);
1.7 Процесс сгорания
Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:
без наддува 0=M2/M1=0,7315/ 0,7=1,045;
Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:
без наддува = (0+r) / (1+r) = (1,045+0,03101) / (1+0,03101) =1,0436;
Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:
без наддува Hраб. см = Ни / (М1 (1+r)) =42440/ (0,7 (1+0,03101)) =58805 кДж/кмоль раб. см;
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:
/>= (1//>) [/>/>+/>/>+/>/>+ />/>]; /> =/>+8,315;
без наддува />= (1/0,7315) [0,0725 (39,123+0,003349 tz) +0,063 (26,67+0,004438 tz) +0,0416 (23,723+0,00155 tz) +0,5544 (21,951+0,001457 tz)] =24,160+0,00191 tz;
/>=24,160+0,00191 tz+8,315=32,475+0,00191 tz;
Коэффициент использования теплоты для современных дизелей с хорошо организованным струйным смесеобразованием можно принять для двигателей без наддува z=0.82.
Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11 — 12 МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля без наддува λ=2,0.
Температура в конце видимого процесса сгорания
zHраб. см+ [/>+8.315λ] tc +2270 (λ-) =/>tz: продолжение
–PAGE_BREAK–
без наддува 0,82·58805+ [22.351+8.315·2] 646+2270· (1-1,044) =1,044 (32,475+0,00191 tz) tz или 0,001994 tz2+33,904 tz-73732=0, откуда tz= (-33,904+√ (33,9042+4·0,001994·73732)) / (2·0,001994) =19490С
ТZ= tz+273=1949+273=2222 К.
Максимальное давление сгорания для дизелей:
без наддува pz=λ pc=2,0·4,283=8,556 МПа.
Степень предварительного расширения для дизелей:
без наддува ρ= Tz / (λ Tc) =1,044·2222/ (2,0·919,4) =1,2616.
1.8 Процессы расширения и выпуска
Степень последующего расширения для дизеля
без наддува: ð=ε/ρ=16.5/1.2616=13.0786.
Средний показатель адиабаты и политропы расширения для дизелей выбираются следующим образом. На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения с учетом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения, который определяется по монограмме (см. рис.4.9). Для дизелей:
Без наддува при ð=13.0786; Tz=2222 и =1.4 k2=1.2728
n=1.260;
1.8.1 Давление и температура в конце процесса расширения
pb=pz/n2; pb=8.556/13.07861.26=0,32893 МПа
Тb=Tz/n2-1; Tb=2222/13.07861.26-1=1118,494 К.
1.8.2 Проверка ранее принятой температуры остаточных газов
Tr=Tb/ (pb/pr) 1/3
Tr=1118,494/ (0,32983/0,105) 1/3=763,7378 К; =100* (763,7378-750) /750 = 1,83%;
где — погрешность расчета.
На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 5%.
1.9 Индикаторные параметры рабочего цикла
Теоретическое среднее индикаторное давление
pi’=pc* (* (1-1/n2-1) / (n2-1) — (1-1/n1-1) / (n1-1)) / (-1)
При n=1000 об/мин
pi’=4.283* (2* (1.2616-1/13.07861,26-1) / (1,26-1) — (1-1/13.07861,3705-1) / (1,3705-1)) / (16.5-1) =0.968 МПа;
Среднее индикаторное давление
pi=и*pi’=0,95*pi’,
где коэффициент полноты диаграммы принят и=0,95;
pi=0.968*0.95=0.9196МПа.
Индикаторный к. п. д. и индикаторный удельный расход топлива
i=pi*l0*/ (Hи*0*V) и gi=3600/ (Hи*i).
i=0.9196*14,452*1.4/ (42,44*1.189*0,853) =0,4323;
gi=3600/ (42,44*0,4323) =196.1853 г/ (кВт*ч);
Эффективные показатели двигателя.
Среднее давление механических потерь
рм=0,089 +0,0118*vп. ср=0.089+0.0118*10.2=0.2094
Где средняя скорость поршня равна 10.2 м/с.
Среднее эффективное давление и механический к. п. д.
Без наддува: ре=рi-рм и м=ре/рi;
pе=0.9196-0.2094=0.7102 МПа;
м=0.7102/0.9196=0.7723
Эффективный к. п. д. и эффективный удельный расход топлива
е=i*м и gе=3600/Ние;
е=0.4323*.7723=0.33386
gе=3600/42.44*0.33386=254.075 г/ (кВт*ч).
Основные параметры цилиндра и двигателя.
Литраж двигателя
Vл=30**Nе/ (pе*n) =30*4*135/ (0,7102*2200) =10.37 л.
Рабочий объем одного цилиндра
Vh=Vл/i=10.37/6 = 1.728 л.
Диаметр цилиндра.
Ход поршня предварительно был принят S=140 мм и D=140, то S/D=1.
D=100* (4Vh/ (*S/D)) 1/3= 100* (4*1.728/ (3,14*1.08)) 1/3=133.5мм.
Окончательно принимается D=130мм.
Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:
Vл=*D2*S*i/ (4*106) =3,14*133.52*130*6/ (4*106) = 10.913л;
Fп=*D2/4=3,14*133.52/4=13266,5 мм2=139,904 см2;
Vп. ср = Sn/ (3*104) =133.5*2200/30000=9.8м/с.
Для дизеля без наддува:
Nе=pе*Vл*n/ (30*) =0.7102*10.913*2200/ (30*4) =142.1кВт;
Ме=3*104*Nе/ (*n) =3*104 *142.1/ (3.14*2200) =617.11 Н*м;
Gт=Nе*gе=142.1*254.075=36.10 кг/ч;
Nл=Nе/Vл=142.1/10.913=13.02 кВт/дм.
1.10 Построение индикаторной диаграммы
Индикаторную диаграмму (см. рис.1) строят для номинального режима работы двигателя, т.е. при Nе=135 кВт и n=2200 об/мин.
Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня Мs=1мм в мм;
масштаб давлений Mp=0,03 МПа в мм.
Приведенные величины, соответствующие рабочему объему ци линдра и объему камеры сгорания:
АВ=S/Ms=133.5/1=133.5 мм;
ОА=АВ/ (-1) =133.5/ (13.0786-1) =11.5 мм.
Максимальная высота диаграммы (точка z)
pz/Mp=8.556/0.05=171.12 мм.
z’z=ОА/ (ρ-1) =11.5· (1,26-1) =2.99=3 мм.
Ординаты характерных точек:
pa/Mp=0,092/0,05=1,84 мм;
pc/Mp=4.283/0,05=85.66 мм;
pb/Mp=0,32893/0,05=6.58мм;
pr/Mp=0,105/0,05 =2,1 мм;
po/Mp= (рk=p0) =0,1/0,05=2 мм.
Построение политроп сжатия и расширения графическим методом:
а) для луча ОС принимаем угол а =15°;
б) tgB= (1+tga) n1-1=0.381; В=20° 49′;
в) используя лучи ОД и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с; продолжение
–PAGE_BREAK–
г) tgB= (1+tga) n2-1=0.350; В= 19° 14′;
д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z; Теоретическое среднее индикаторное давление
pi’=F1*Mp/AB=2510*0,05/ (130) = 0.945МПа,
где F1=2510мм2 — площадь диаграммы acz (z’) ba на рис. Величина pi’=0.943МПа, полученная планиметрированием индикаторной диаграммы, очень близка к величине pi’=0,968 МПа, полученной в тепловом расчете.
Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый дизель тихоходный (n=2100 об/мин), то устанавливаются следующие фазы газораспределения: начало открытия впускного клапана (точка r’) устанавливается за 20° до прихода поршня в в. м. т., а закрытие (точка а”) — через 46° после прохода поршнем н. м. т.; начало открытия выпускного клапана (точка b’) принимается за 66° до прихода поршня в н. м. т., а закрытие (точка а’) — через 20° после прохода поршнем в. м. т. Угол опережения впрыска принимается равным 20° (точка с’), а продолжительность периода задержки воспламенения 1=8° (точка f).
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяем положение точек r’, а’, а”, с’, f и b’ по формуле для перемещения поршня:
АХ= (АВ/2) [ (1-cos) + (/4) (1-cos2)],
где — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Выбор величины производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимаем =0,264.
Расчеты ординат точек r’, а’, а”, с’, f и b’ сведены в табл.2.
Таблица 2
Обозначение точек
Положение точек
о
(1-cos) + (1-cos2) /4
Расстояние АХ точек от в. м. т., мм.
b’
66° до н. м. т.
114
1,517
101.259
r’
20° до в. м. т.
20
0,076
5.1
а’
20° после в. м. т.
20
0,076
5.1
а”
46° после н. м. т.
134
1,763
117,7
с’
20° до в. м. т.
20
0,076
5.1
f
(20-8) ° до в. м. т.
12
0,028
1,9
Положение точки с” определяется из выражения
рc”= (1,151,25) ·рс=1, 20·4,283=5,1396 МПа;
рc”/Мр=5,1396/0,05=102.79 мм.
Соединяя плавными кривыми точки r с а’, c’ с f и с” и далее с zд и кривой расширения, b’ с b” (точка b” располагается между точками b и а) и далее с r и r’, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra’ac’fc”zдb’b”r.
2. Тепловой баланс
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:
Q0=Hи*Gт/3,6=42440*34.14/3,6=402473Дж/с;
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:
Qе=1000*Ne,
Qe=1000*134.37=134370 Дж/с.
Теплота, передаваемая охлаждающей среде:
Qв=c*i*D1+2*m*nm* (1/);
где с=0,450,53 — коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчете принято с=0,48; i — число цилиндров; D — диаметр цилиндра, см; n — частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; m=0,60,7 — показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при n=2200 об/мин m=0,65.
Qв=0,53*6*131+2*0,65*22000,65* (1/1.4) =72200 Дж/с;
Теплота, унесенная с отработанными газами:
Qr= (Gт/3,6) *{М2*/>t — M1/>tk}.
Qr= (34.14/3,6) *{0,7315*31.6*490
0,5*29.09*20}=105565.9Дж/с,
где />=23, 3 кДж/ (кмоль*град) — теплоемкость остаточных газов (определена по табл.3.9 методом интерполяции)
tr=Тr-273=763-273=490°С; />=20,775 кДж/ (кмоль*град) –
теплоемкость свежего заряда определена по табл.3.6 для воздуха методом интерполяции при t0=Т0-273=293-273=20°С.
Неучтённые потери:
Qост= Q0 — (Qe+Qв +Qr);
для дизеля без наддува Qост=402473- (134370+72200+105565) =90338 Дж/с.
Составляющие теплового баланса представлены в табл.3.
Таблица 3
Составляющие теплового баланса.
Дизель без наддува.
Q, Дж/с.
q,%
Теплота, эквивалентная эффективной работе. продолжение
–PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK–
9
/>
/>
9
5
–
/>
40
30
20
10
10
20
30
40
/>
0,351
0,709
1,46
1,46
2,63
6,18
12,13
21,4
39,5
21,4
12,13
6,18
2,63
1,46
1,46
0,709
0,351
0,353
0,647
1,18
1,18
0,583
0,423
0,210
0,141
0,141
0,210
0,423
0,583
1,18
1,18
0,647
0,353
+815
+839
+865
+887
134
170
203
234
248
254
248
234
203
170
134
+887
+865
+839
+815
0,013
0,075
0,171
0,726
1,62
1,96
2,32
3,15
3,64
4,21
4,56
4,92
5,18
6,02
6,02
6,68
6,95
7,14
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>, м/с
/>
/>
/>
/>
/>
/>
5.3 Расчет клапанной пружины
Максимальная сила упругости пружин
/>
/>
/>
/>
Минимальная сила упругости пружин
/> продолжение
–PAGE_BREAK–
/>
Жесткость пружин
/>
/>
Деформация пружин:
Предварительная
/>
/>
Полная
/>
/>
Распределение усилий между наружной и внутренней пружинами
внутренняя пружина
/>
/>
/>
/>
наружная пружина
/>, />
/>
/>
Жесткость наружной и внутренней пружин
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Размер пружин диаметр проволоки />; />; средний диаметр пружин />; />
Число рабочих витков пружин
/>
/>
/>
/>
полное число витков пружин
/>
/>
/>
/>
Длина пружин при полностью открытом клапане
/>
/>
/>
/>
/>
Длина пружин при закрытом клапане
/>
/>
Длина свободных пружин
/>
/>
/>
/>
Максимальные и минимальные напряжения в пружинах:
Внутренняя пружина
/>
/>
/>
/>
Наружная пружина
/>
/>
/>
/>
Среднее напряжение и амплитуды напряжений:
Внутренняя пружина
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Наружная пружина />
/>
/>
/>
/>
Запасы прочности пружин:
Внутренняя пружина
/>
/>
Расчет пружин на резонанс
/>
/>
/>
/>
5.4 Расчет распределительного вала
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Стрела прогиба распределительного вала
/>
/>
Где />
Напряжение смятия
/>
/>