3. мет.пособие по курс. проекту СЭУ 2012 Белов. Учебник расчет двс

Учебное пособие - Расчет двигателя

МИНИСТЕРСТВООБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственноеобразовательное учреждение

высшегопрофессионального образования

ТЮМЕНСКИЙГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Филиал г.Салехард

Кафедра АТХ

Курсоваяработа

Подисциплине:

«Теория,расчет и конструкция тепловых двигателей и энергетических установок»

На тему:«Расчет двигателя»

Салехард 2009г.

ЗАДАНИЕ

Выполнить расчет четырехтактного дизельного двигателя по следующим исходным данным:

Параметры ЯМЗ — 238А Номинальная мощность, кВт 200

Номинальная частота вращения, мин-1

2300 Число и расположение цилиндров 8-V Степень сжатия e 16,5 S/D 1,0 Диаметр цилиндра D, мм 125 Ход поршня S, мм 125

Рабочий объем цилиндров Vл, л

11,85 Скорость поршня, м/с 9,8 Минимальный удельный расход топлива, г/кВт × ч 209 Расположение клапанов верхнее

1. Тепловой расчет двигателя

При тепловом расчете вновьпроектируемого двигателя предварительно рассчитывают параметры действительногоцикла, строят индикаторную диаграмму и определяют основные размеры: диаметр иход поршня.

Исходными данными для расчетаявляются: Ре — мощность (номинальная),

nн — частота вращения (номинальная),e- степень сжатия.

В ходе расчета необходимозадаваться некоторыми коэффициентами, принимая во внимание данные посуществующим двигателям. Порядок расчета следующий.

1.1 Процессывпуска и выпуска

а). Задаемся значениями: То;ро; Тr; рr; DТ; ра.

Температура То идавление ро окружающей среды принимаются в соответствии со стандартнымиатмосферными условиями: То=273+15=298 К; ро=0,1 МПа.

Температура Тr и давление рr остаточных газов зависят отчастоты вращения и нагрузки двигателя, сопротивления выпускного тракта, способанаддува.

Для двигателей с газотурбиннымнаддувом:

рr=( 0,75…0,95 )рк= (0,75÷0,95 )×0,22 = 0,165 ÷ 0,209 МПа, рr=0,209 МПа

давление надувочного воздуха ркдля существующих двигателей:

рк=(1,5…2,2)ро.= (1,5…2,2)×0,1 = 0,15÷ 0,22 МПа, рк=0,22 МПа

Температура остаточных газовзависит в основном от коэффициента избытка воздуха a,степени сжатия e, частоты вращения коленчатоговала, нагрузки.

DТ-степеньподогрева свежего заряда во впускном тракте зависит от частоты вращения,наличия наддува и принимается для дизельных с наддувом 0…10/>. Принимаем значение DТ=100 .

Давление в конце впуска рапринимается из следующих соотношений

ра = рх — Dра= 0,22 – 0,022 = 0,198 МПа

У двигателей потери давления Dраза счет сопротивления впускного тракта находятся: Dра= ( 0,03 ÷ 0,1 )× рх = 0,0066 ÷ 0,022 МПа, Dра= 0,022МПа

б). Определяем величины: gr (коэффициент остаточных газов),Тa(температура конца наполнения) и hv (коэффициент наполнения) последующим формулам:

Температура воздуха закомпрессором:

/>,

где nк — показатель политропы сжатия вкомпрессоре, принимается в пределах 1,4…2. Примем nк = 1,6.

в). В зависимости от принятогозначения коэффициента избытка воздуха a определяем массу свежего заряда,введенного в цилиндры двигателя (ориентировочно):

М1 = alо / 29, кмоль,

где lo= 14,5 кг. воздуха/ кг. топлива –для дизельного двигателя.

М1 = 1,7*14,5/29=0,85 кмоль

Для принятия значения aнеобходимо учесть способ смесеобразования, примем 1,7.

Масса воздуха в кмолях: Lo=lo/29 = 14,5/29 = 0,5 кмоль

1.2 Процесс сжатия

Определяем параметры процессасжатия: n1; рс; Тс; Мс.

а). Показатель политропы сжатия п1определяется из соотношения:

n1 = 1,41 – 100/nн=1,41 – 100/2300=1,366,

где nн – номинальная частота вращенияколенчатого вала двигателя.

б). Давление конца сжатия:

/>.

в). Температура конца сжатия:

/>

г). Масса рабочей смеси в концесжатия:

/>, кмоль

д). Теплоемкость рабочей смеси вконце сжатия:

Сv.c=20,16+1,74×10-3Тс=20,16+1,74×10 -3.1149,58=22,16,

кДж/(кмоль.град).

1.3 Процесссгорания

а). Определяют массупродуктов сгорания в цилиндрах двигателя.

/>/>

где С = 0,87; Н = 0,125 –соответственно элементарный состав топлива для дизтоплива (ориентировочно).

б). Определяют температуру газовв цилиндре в конце процесса сгорания из уравнений:

/>

Сrz– теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:

Сrz =(20,2 + 0,92/a) + (15,5 + 13,8/a) 10–4 Тz + 8,314,

m -коэффициент молекулярного изменениярабочей смеси в ходе сгорания

m=/>

x — коэффициентиспользования теплоты в ходе сгорания, для дизелей — x=0,7…0,9, примем 0,8.

Нu — низшая теплотворная способность топлива: длядизтоплива — />;

Подставим и послепреобразования получим:

0,00244×Tz2 +30.04×Tz+ ( — 66192.74 ) = 0

Tz1 = 2220.46 K

Тz2 = отрицательная температура, а она не может бытьтакой в конце процесса сгорания.

в). Определяют максимальноедавление газов в цилиндре по формулам:

рz = l × рc=1,5×8,96 = 13,44 МПа

где l степень повышения давления, которое примем равным 1,5.

1.4 Процессрасширения

Определяем параметры процессарасширения: n2; рb; Тb.

а). Показатель политропны расширенияn2 определяется из соотношения:

n2 = 1,22 + 130 / nн.=1,22+130/2300=1,276

б). Давление и температура концарасширения:

где /> — степень последующего расширения,

/> - степень предварительногорасширения.

Полученные расчетные значения(указанны в скобках) термодинамических параметров процессов цикла необходимосопоставить с данными табл. 1.

Таблица 1 Предельные значенияпараметров процессов цикла

Тип двигателя

pc, МПа

pz ,МПа

Тс, К

Тz, К

Тb, К

Двигатели с наддувом

6…8

(8,96)

10…15

(13,44)

1000

(1149,58)

1900…2800 (2220,46) 1100…1200 (1082,1)

1.5 Индикаторныепоказатели цикла

а). Определяем среднееиндикаторное давление (теоретическое) газов

/>МПа

б). Определяют среднееиндикаторное давление (действительное) газов:

pi = jпр11,

где jп – коэффициент полнотыиндикаторной диаграммы, учитывающий ее скругление в ВМТ и НМТ, как результатналичия фаз газораспределения, угла опережения впрыскивания топлива илизажигания, а также скорости сгорания топлива. Значения jп принимаются для дизельныхдвигателей 0,9…0,96.

pi =0,96×1,26=1,2096 МПа

в). Определяем индикаторный КПДцикла:

/>,

г). Определяем индикаторныйудельный расход топлива:

1.6 Эффективныепоказатели двигателя

а). Определяем среднее давлениемеханических потерь:

/>,

где /> — средняя скорость поршня,принимается по двигателю-прототипу (сп= 9,8 />),

/> и /> — эмпирические коэффициенты,приведенные в табл. 2.

Таблица 2 Значения коэффициентов /> и />

Тип двигателя

Дизели с неразделенной камерой сгорания 0,105 0,012 Дизели с разделенной камерой сгорания 0,105 0,0138

б). Определяем среднееэффективное давление газов:

/>=1,2096-0,2226=0,987 МПа.

в). Определяем механический КПДдвигателя:

/>.

г). Определяем эффективный КПД двигателя:

/>.

д). Определяем удельныйэффективный расход топлива:

/>.

Полученные расчетные значения(указаны в скобках) индикаторных и эффективных показателей сопоставляем сданными табл.3.

Таблица 3 Предельные значения индикаторныхи эффективных показателей современных поршневых двигателей

Тип двигателя

pi,

МПа

bi,

г/кВт*ч

pe,

МПа

be,

г/кВт.ч

Дизели с наддувом

0,8…2

( 1,2096 )

0,42…0,5

( 0,42 )

200…170

( 201,68 )

0,7…1,8

( 0,987 )

0,38…0,45

( 0,34 )

210…175

( 246 )

1.7 Определениеосновных размеров двигателя

а). Определяем рабочий объем одногоцилиндра по заданным значениям мощности, частоты вращения и расчетному значениюсреднего эффективного давления газов (ре):

/>, л ,

где /> - число цилиндров двигателя,/> — тактностьдвигателя.

/>.

Литраж двигателя состовляет10,432 л.

б). Выбираем отношение хода (S) поршня к диаметру (D) по прототипу двигателя и задаемся/>: попрототипу равняется 1,0:

/>, мм;

S = (S/D) × D=1,0*119=119 мм.

Определяем литровую мощность попрототипу и по проектируемому двигателю:

Результаты теплового расчетасводим в табл. 4.

Таблица 4 Характеристикадвигателей

Параметры

двигателя

Ре,

кВт

nн,

мин-1

мм

S/D

Vл ,

bе ,

г/кВт*ч

Рл,

Прототип 200 2300 16,5 125 125 1,0 11,85 209 16,88 Проектир. 200 2300 16,5 119 119 1,0 10,576 246 18,91

2. Построение расчетной индикаторной диаграммы

Индикаторнаядиаграмма дизельного двигателя построена для номинального режима работыдвигателя, т. е. при Ne= 200 кВт и n = 2300мин –1, аналитическим методом.

Для дизелей отношение /> изменяется впределах 1…d .

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

Величиныв приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объемукамеры сгорания:

AB=S/Ms=119/l,0 = 119мм; ОА = АВ/(ε–1)= 119/(16,5–1)= 7,68 мм.

Максимальнаявысота диаграммы (точка г) pz/Mp =13,44/0,05=268,8 мм.

Ординатыхарактерных точек:

pа/Mp=0,198/0,05 = 3,96 мм;

рс/Мр=8,96/0,05 = 179,26 мм;

рb/Мр=0,511/0,05 = 10,22 мм;

рг/Мр= 0,209/0,05 = 4,18 мм;

рк/Мр=0,22/0,05=4,4мм.

Построениеполитроп сжатия и расширения аналитическим методом:

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

рх/Мр, мм =(ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1= 3,96(133,07/ОХ)1,36 мм,

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

рх/Мр, мм =(рb/Мр)(ОВ/ОХ)n2= 10,22(133,07/ОХ)1,282 мм.

Результатырасчета точек политроп приведены в табл 5.

Таблица5

Политропа сжатия Политропа расширения № ОХ ОВ/ОХ (ОВ/ОХ)^n1 px/Mx, мм рх, Мпа (ОВ/ОХ)^n2 px/Mx, мм рх, Мпа 1 7,68 16,49 46,01 179,20 8,96 35,75 268,80 13,44 2 10,00 12,67 32,08 127,06 6,35 25,53 209,35 10,47 3 20,00 6,33 12,45 49,29 2,46 10,54 86,45 4,32 4 40,00 3,17 4,83 19,12 0,96 4,35 35,70 1,78 5 60,00 2,11 2,78 10,99 0,55 2,59 21,28 1,06 6 80,00 1,58 1,87 7,42 0,37 1,80 14,74 0,74 7 90,00 1,41 1,60 6,32 0,32 1,55 12,68 0,63 8 100,00 1,27 1,38 5,47 0,27 1,35 11,09 0,55 9 110,00 1,15 1,21 4,80 0,24 1,20 9,82 0,49 10 126,68 1,00 1,00 3,96 0,20 1,00 8,20 0,41

Скруглениеиндикаторной 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 приходапоршня в н.м.т., а закрытие (точка а') — через 20° после прохода поршнем в.м.т.Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения впрыска равным 20°, а продолжительностьпериода задержки воспламенения ∆φ>= 8°.

Рис 3.1 Индикаторная диаграмма

3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Внешняя скоростнаяхарактеристика строится для двигателей, используемых в качестве энергетическойустановки автотранспортных средств.

Внешняя скоростная характеристика дизельного двигателяпредставлена в Приложении 2. В основу определения энергетических иэкономических показателей двигателя положены следующие эмпирическиезависимости, предложенные С.Г. Лейдерманом:

/>/>

Численныезначения коэффициентов в уравнениях приведены в табл. 6

Таблица 6

Коэффициенты дляпостроения скоростной характеристики

Тип двигателя

Дизель с неразделенной камерой сгорания 0,7 1,3 1 1,55 1,55 1

Задаемсячастотой вращения /> из расчета, чтобы отношение/> былократным 0,1 т.е. />=0,2; 0,3; 0,4…1,0; — для дизелейи бензиновых двигателей средней и большой мощностей.

Для дизелястроится регуляторная ветвь скоростной характеристики из условия, что на этомучастке мощность, момент и часовой расход топлива изменяются по линейномузакону. При работе на регуляторе частота вращения изменяется от />до/>(максимальнойчастоты вращения на холостом ходу)

/>= ( 1+0,08)×2300 = 2484об/мин

гдеd-коэффициент неравномерности регулятора, принимается в пределах 0,07…0,08.

Часовойрасход топлива ВТ.х на регуляторной ветви определяется изсоотношения:

ВТ.х=(0,25…0,30)ВТ.мах = ( 0,25 ÷ 0,30 ) × 49,2 = 14,76кг/ч

Вращающиймомент и часовой расход топлива подсчитываются по формулам:

/>, кНм,

где /> — частотавращения коленчатого вала в />, />-мощность в кВт;

/> .

Все расчетные данные заносятся в табл. 7

Таблица 7 Показателидвигателя для построения скоростной характеристики

обороты Ре, кВт be, г/кВт ч Te, Нм Bt, кг/ч 460 43,2 253,872 934,4348 10,96727 690 68,4 239,112 986,3478 16,35526 920 94,4 228,288 1020,957 21,55039 1150 120 221,4 1038,261 26,568 1380 144 218,448 1038,261 31,45651 1610 165,2 219,432 1020,957 36,25017 1840 182,4 224,352 986,3478 40,9218 2070 194,4 233,208 934,4348 45,33564 2300 200 246 865,2174 49,2

Рис 4.1. Внешнескоростная характеристика двигателя

4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Конечной целью кинематическогорасчета двигателя является определение ускорения поршня.

Основными геометрическимипараметрами, определяющими законы движения элементов КШМ, являются: r – радиус кривошипа коленчатоговала (r=59,5 мм), lш – длина шатуна (lш =228,8мм). Параметр l= r/lш является критериемкинематического подобия КШМ. Для двигателя l = r/lш =0,26. Порядок кинематическогорасчета двигателя следующий.

а). Определяем по формуламперемещение Sx, скорость Cп и ускорениепоршня jп в зависимости от угла поворотаколенчатого вала (с интервалом 30о).

/>,

/>

б). Полученные значениякинематических параметров оформляем в таблицу 8:

www.ronl.ru

3. мет.пособие по курс. проекту СЭУ 2012 Белов

Министерство транспорта Российской Федерации

Федеральное агентство морского и речного транспорта

Беломорско-Онежский филиал ФГОУ ВПО «СПГУВК

Специальность: 190502

«Эксплуатация транспортных энергетических установок (на водном транспорте)»

Курс: 3 Судомеханическое отделение

Методическое пособие по выполнению курсового проекта

По дисциплине: «Судовые энергетические установки и их эксплуатация»

Раздел: «Теоретические основы работы дизелей»

Тема проекта: поверочный тепловой расчет.

Задание для курсового проекта:

Марка двигателя. 2. Мощность двигателя Квт

3. Обороты двигателя. Об\мин 4. Давление сжатия. Мпа

5. давление сгорания Мпа 6. Давление наддува Мпа

6. степень сжатия ε

7. Удельный эффективный расход топлива geзад = г/кВт·ч

8. Среднее эффективное давление Peзад = МПа

Преподаватель А.В. Белов

Литература:

КУПРИЯНОВ Д. Ф. „Теория судовых двигателей внутреннего сгорания".
ГОГИН А. Ф. КУПРИЯНОВ Д. Ф. КИВАЛКИН Е. Ф. «Судовые дизели» 1988 г.

3. К.Л. Ржепецкий. Е.А. Сударева судовые двигатели 1984 судостроение

4. информация из ИНТЕРНЕТ по данной теме.

5. Государственная морская академия имени адмирала С.О.Макарова, Кафедра ДВС и АСЭУ,

2010. рекомендации по выполнению курсового проекта.

6. САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ.

Методические указания по тепловому расчету. Санкт-Петербург 2003

ПЕТРОЗАВОДСК-2011

Методические указания предназначены для студентов дневного отделения судомеханического отделения, а также для студентов вечерней и заочной форм обучения Беломорско-Онежского филиала , специализирующихся по ДВС и судовым дизельным установкам, которые выполняют расчет рабочего цикла дизельного двигателя в курсовом проектировании ..

В указаниях приведена общая схема расчета четырех- и двухтактных двигателей с наддувом и без наддува. Даются необходимые пояснения по порядку расчета и по выбору исходных параметров в зависимости от типа двигателя и его назначения. Расчет цикла завершается определением технико-экономических показателей двигателя- прототипа по заданным агрегатной мощности и оборотам и построением индикаторной диаграммы, являющейся базой для расчетов динамики, прочности и тепло-массообмена.

1. ЦЕЛЬ РАБОТЫ

Тепловой расчет рабочего цикла дизельного двигателя (Д) позволяет определить основные параметры и показатели, характеризующие работу цилиндров и агрегатов воздухоснабжения проектируемого поршневого или комбинированного турбопоршневого ДВС.

Построенная по результатам расчета индикаторная диаграмма используется в последующих динамических и прочностных расчетах, а также в расчетах газо- и теплообмена .

Поверочный тепловой расчет двигателя

Проектная эффективная мощность двигателя, кВт:

Neзад = =

Где :

Число цилиндров

n- число оборотов в мин.

m- коэффициент тактности ( для 2-х тактных-1, для 4-х тактных--2)

D- диаметр цилиндра,м S- ход поршня ,м

ПРОЦЕСС НАПОЛНЕНИЯ

Тепловой расчет проводится для стандартных атмосферных условий.

Стандартными атмосферными условиями для судовых дизелей являются

(стандарт ISO 3046 / :

№п\п	параметр	Обозна- чнение	Размер- ность	величина	примечание
1	Температура окружающей среды	Т0	0К (0С)	Tо = 273 + t0 = 300 К = 27 С
2	барометрическое давление,	Р0	Мпа	(750 мм.рт.ст.	100кпа
3	Относит. влажность воздуха,		%	60

Процесс наполнения:

Конечными параметрами процесса наполнения являются:

4	давление в конце наполнения- начала сжатия	Ра	Мпа	расчет
5	температура конца наполнения- начала сжатия	Та	0К	расчет
6	коэффициент наполнения	ηн	--	расчет
7	Коэффициент остаточных газов	r		Принято
8	Температура остаточных газов	Tr	0С	принято
9	Степень сжатия	ε	--	Задано
10	Давление наддува	Рn	Мпа	задано

температура конца наполнения ( для ДВС без наддува) определяется по формуле:

Ta = = 0К (1.1)

Тип двигателя

Та, °К

Четырехтактные дизели: без наддува

с наддувом Двухтактные дизели Карбюраторные двигатели

310—340 320—380 310—300 340—400

Где:

Ts = Т0 + ∆tво = 300+10 0К (1.2)

∆tво - подогрев во всасывающем коллекторе----------15 0 С (принимаем)

tст = Подогрев воздуха от стенок цилиндра

для четырехтактных без наддува 15—20° С, для четырехтактных с наддувом и

двухтактных 5—10° С. (принимаем для двигателя, указанного в задании).

r = Коэффициент остаточных газов ,

Для четырехтактного двигателя c наддувом = 0,01 . . . 0,02 (для СОД) и 0,02 . . . 0,04 (для ВОД) (принимаем для двигателя указанного в задании).

Tr = Температура остаточных газов -----------

Тип двигателя

Тr °C

Двухтактные Четырехтактные: тихоходные быстроходные Карбюраторные

700—750

700—770 770—850 850—900

------------ C (принимаем).

В двигателях с наддувом воздух нагревается (до 150 0С в зависимости от величины давления наддува) от сжатия в турбокомпрессоре. Для увеличения плотности воздуха в случае нагрева воздуха более 500С устанавливают воздухоохладитель, через который проходит забортная вода.

Определяем давление конца наполнения—Ра.

Для двигателей без наддува: Ра= (0.85-0.98) Р0 Мпа

Принимаем------

Давление конца наполнения для двигателей с наддувом:

Pа=(1-дn) Pn = (1-0.3) Рn= Мпа

дn - относительная потеря давления из-за сопротивления впуску ( воздушный холодильник, проходное сечение клапанов -0.015 Мпа)

степень сжатия- отношение полного объема цилиндра

к объему камеры сжатия. ε = Va\ Vc = ( рис. 51,52)

Марка двигателя	ε	Марка двигателя	ε
6ЧН31.8/33	11÷12,5	8ЧР24/36	14,4
6ЧР30/38	14,5	6ЧСП17 5/24	14,8
6ЧР30/38	14,5	4ЧСП17,5/24	14,8
6ЧР42,5/60	12	4ЧС24/36	14,4
6ЧР29/43	13	2Ч10/14	20,0
6ЧСП23/30	15	4Ч10/14	20,0
8ЧСП23/30	15	6ЧСП12/14	14
6ЧСП15/18	14,5÷15	4ЧС13/18	13÷14
4414,5/20,5	15,5	9Д	11,3
6ЧРП25/34	13÷14	М-50.	13,5
6Ч18/22	14÷14,5	6ЧРН25/34	13
6Ч Н18/22	14 ÷14,5	К-157 12/14	13÷14,5
2Ч10,5/13	17÷18	ЗД6Н	14÷15
4Ч10,5/13	17÷18	ЗД12Н	14÷15
6Ч10,5/13	17÷18	6Л275В	12,1
8ЧР27,5/36	14,2	6Л160ПН	14,4
R6DV148	14,4	DMR; 6NVD26	12,5
6ЧР27.5/36	14,2	DMB; 6КУД436	13,5

Различают также действительную степень –меньше теоретической, так как при ее расчете учитывается величина потерянного хода поршня ( сжатие начинается после закрытия всасывающего клапана в 4-тактных, или закрытия продувочных в 2-тактных ДВС).

В расчетах применяем значение степени сжатия ,указанной в задании.

определяем коэффициент наполнения цилиндра- ηн

как видно из графика,чем меньше обороты ДВС,тем выше

коэффициент наполнения ( дизель ЯМЗ 236).

ηн = ε/(ε-1) ∙ pа/ po ∙ То / Та ∙ 1/ (1+ γr ) =

ПРОЦЕСС СЖАТИЯ

Так как процесс сжатия политропный, то величины, характеризующие начало и окончание его, связаны между собой уравнением политропы

рс= ра ε п 1.Тс= Та ε п1- 1.

увеличение диаметра цилиндра, степени сжатия и числа оборотов повышает показатель политропы --n1. По опытным данным n1 изменяется в судовых дизелях за рабочий цикл от 1.5 до 1 1.

В расчетах принимаем среднее значение, для дизелей показатель политропы сжатия находится в пределах n1 = 1.34- 1.42

№п\п	параметр	Обозна- чнение	Размер- ность	величина	примечание
11	Давление конца сжатия	Рс	МПа		Расчет
12	Температура конца сжатия	Тс	0К		расчет
13	Показатель политропы сжатия	n1	--		принимаем

Таблица 12

Тип двигателя	рс, кГ/см2
Тихоходные дизели	28—32
Дизели средней быстроходности	32—35
Быстроходные дизели	35—45,^
Тихоходные дизели с наддувом	30—60
Дизели средней быстроходности с наддувом	40— 80
'Быстроходные дизели с наддувом	50—80
Карбюраторные двигатели	5—10

Расчет показателя политропы сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия

К1=

Показатель политропы сжатия n1=k1 Принимаем n1=

Температура в конце сжатия, К:

Тип двигателя

п 1

Быстроходные дизели

Тихоходные дизели

Карбюраторные двигатели

1,38÷1,42

1,34÷1,37 1,25÷1,36

Тс = Та ·  n1-1 =

Температура конца сжатия у дизелей находится в пределах Тс = 750—850° К, а у карбюраторных двигателей Тс= 500—600° К-

Давление в конце сжатия, МПа:

Pc = Pa · n1 =

Погрешность расчета, МПа:

Pc = Pc – Pcзад = Допустимое отклонение +/- 0,3 МПа.

Процесс сгорания:

Для современных д.в.с. оптимальная продолжительность процесса сгорания составляет примерно 0,02—0,0025 сек. Поршень при этом к концу сгорания успевает переместиться по направлению к н.м.т. на расстояние, соответствующее около π/12 рад (15°) поворота кривошипа после в.м.т.

№п\п	параметр	Обозна- чнение	Размер- ность	величина	примечание
14	Температура сгорания	Tz	0К		Расчет
15	Давление сгорания	Pz	МПа		расчет
16	Коэффициент избытка воздуха	α	--		принимаем
17	Степень повышения давления		--		Расчет
18	Низшая теплота сгорания топлива	Qнр	кДж/кг		расчет

График реального процесса сгорания – изменения давления Р и температуры Т в цилиндре.

т.1- начало подачи топлива (угол опережения подачи).

Т.2- конец сжатия.

Т.3- максимальное давление сгорания –Pz

Т.4- конец догорания на такте расширения. - Тz

Для определения количества воздуха, необходимого для сжигания 1 кг топлива, а также количества образующихся продуктов сгорания необходимо знать состав топлива.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания – для топлива среднего состава принимается равным 0,495 кмоль/кг; для топлива принятого состава рассчитывается по приведенной формуле.

Топливо дизельное ( массовый состав):

Массовое содержание углерода С = 0,87

Массовое содержание водорода Н = 0,126

Массовое содержание серы S = 0,02

Массовое содержание кислорода O = 0,04

Массовое содержание азота N = 0,0017

Молярная масса кислорода в воздухе 02 = 32 кг/кмоль (принимаем).

Молярная масса азота в воздухе N2 = 28 кг/кмоль (принимаем).

Молярная масса воздуха ( 0.23+0.77=1), кг/кмоль:

в = 0,23·02 + 0,77·N2 = 0,23·32 + 0,77·28 = 28,92.

Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива,

Кмоль\кг :

Lо===0,560 кмоль\кг

Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, кг/кг:

Lo′= =

Коэффициент избытка воздуха выбирается в зависимости от числа оборотов.:

Для МОД - 1.8-2.2, СОД- 1.6-2.0 , ВОД- 1.5-1.8

Принимаем α-

Действительное кол-во воздуха для сгорания 1 кг топлива, кмоль/кг:

L = ·Lo =

Коэффициент использования тепла в точке “z” z = (принимаем).

Коэффициент использования тепла в точке “z” : для тихоходных двс-- 0.85-0.9

для быстроходных двс—0.65-0.85

z = (принимаем).

Степень повышения давления при сгорании составляет: МОД –  = 1,1...1,25; СОД –  = 1,2....1,35; ПОД, ВОД – =1,45...1,7; АТД с разделенными и полуразделенными камерами сгорания –  = 1,3...1,45, с неразделенными КС –  = 1,4 ...1,8. Если получающиеся значения  не укладываются в заданные пределы, целесообразно скорректировать принятое значение Рz

Степень повышения давления по прототипу в задании:

пр = = принимаем=

Химический (теоретический) коэффициент молекулярного изменения:

o = 1 + =

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

z = =

Средняя мольная изохорная теплоемкость смеси воздуха и остаточных газов при температуре Tc, кДж/(кмоль·К):

(См)с  (См)возд =19,26 + 0,00251∙Tс =

Низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг:

Qнр = 33915·С + 125600·Н – 10886·(О – S) – 2512·(9·H )=

находится в приблизительно в пределах 40000- 42000

Ro = 8,315 кДж/(моль·К) – универсальная газовая постоянная

(Сp)z = (Сv)z + Ro – средняя мольная изобарная теплоемкость смеси воздуха и продуктов сгорания при температуре Тz.

(Сv)z = = – средняя мольная изохорная теплоемкость смеси воздуха и продуктов сгорания при температуре Тz.

Уравнение сгорания в общем виде:

После подстановки численных значений и решив квадратное уравнение сгорания: .

Тz = =

Тип двигателя Т z0K

1800—2000 (2200) 1700—1900 2200—2500

1800—2100

ыстроходные дизелиТихоходные дизели Карбюраторные двигатели Газовые двигатели

Вскобках указано значениеTz для быстроходных двигателей, работающих на форсированном режиме. Однако следует учесть, что повышение температуры Тг свыше 2000° К нежелательно вследствие возникающей при этом усиленной диссоциации газов.

Процесс расширения и выпуска

- это основной рабочий (полезный) ход поршня двигателя и проходит с теплообменом,т.е. это политропный процесс. В начальной стадии (объем Z1-Z) расширения после ВМТ происходит догорание топлива и,считается ,что давление сгорания остается постоянным.объем этого периода оценивается коэффициентом степени предварительного расширения- .

№п\п	параметр	Обозна- чнение	Размер- ность	величина	примечание
18	Степень предварительного расширения		---		расчет
19	Степень последующего расширения		---		расчет
20	Давление конца расширения	Pb	МПа		расчет
21	Температура конца расширения	Tb	0K		Расчет
22	Давление начала выпуска	Рв1	МПа		Принимаем
23	Показатель политропы расширения	n2			расчет

studfiles.net

Учебное пособие - Тепловой расчет ДВС

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

КАЗАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ ИМ. А. Н. ТУПОЛЕВА.

КАФЕДРА АД и С

Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе

«Тепловой расчет ДВС»

по дисциплине «Автомобильные двигатели»

Выполнил: студент гр. 1372

Маркин А.В.

Руководитель:

Березовский А.Б.

Казань 2007

ОГЛАВЛЕНИЕ.

1. Выбор расчетных режимов. 3

2. Топливо. 4

3. Параметры рабочего тела. 4

4. Параметры окружающей среды и остаточные газы. 5

5. Процесс пуска. 5

6. Процесс сжатия. 7

7. Процесс сгорания. 8

8. Процесс расширения. 10

9. Процесс выпуска. 10

10. Индикаторные параметры рабочего цикла. 11

11. Эффективность параметров двигателя. 11

12. Основные параметры цилиндров и двигателей. 12

13. Построение внешней скоростной характеристики (график). 18-19

14. Построение расчетной индикаторной диаграммы (график). 20

15. Скругление расчетной индикаторной диаграммы (график). 20

16. Список используемой литературы. 21

Исходные данные.

1. Мощность двигателя, Ne = 87 кВт;

2. Частота вращения коленчатого вала, nN = 6000 об/мин;

3. Тактность двигателя, τ = 4;

4. Количество цилиндров, i = 4;

5. Степень сжатия, ε = 10,3;

6. Тип охлаждения – жидкостное.

Режимы для проведения теплового расчета:

а) режим минимальной частоты вращения nmin = 1000об./мин.

б) режим максимального крутящего момента nM =0,53nN = 3200 об./мин.

в) режим максимальной (номинальной) мощности nN = 6000об./мин.

г) режим максимальной скорости движения автомобиля

nmax = 1.05nN = 6300 об./мин.

Подбор аналогов

Величина	Проектируемый двигатель
Ne, кВт	86/4/6000
Ме, Н*м	136,2/6000
ε	10,3
Vл, л	1,9
D/S	88/78
Nл = Nе/Vл	45,1

Тепловой расчет двигателя

Расчет проводится для заданной частоты вращения коленчатого вала карбюраторного двигателя n = 6000об/мин.

Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия ε = 10,3 можно использовать бензин марки АИ-93. ПРЕМИУМ-95 и АИ-98 ЭК

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина

С = 0,855; Н = 0,145; mт = 115 кг/кмоль.

Определим низшую теплоту сгорания топлива

Нu = 33,91С+125,60Н-10,89(O-S)-2,51(9H+W) = 33,91*0,855+125,6*0,145-2,51*9*0,145 = 43,93 МДж/кг = 43930кДж/кг.

Параметры рабочего тела. Теоретическое необходимое количество воздуха для сгорания 1кг. топлива

кмоль возд/кг топл.

кмоль

возд./кг топл.

Коэффициент избытка воздуха α = 0,96 на основных режимах

(литература 1). На режимах минимальной частоты вращения α = 0,86.

Количество горючей смеси.

кмоль гор.см./кг. топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К = 0,5

кмольСО2/кгтопл.

кмольСО/кгтопл.

кмольН2О/кгтопл.

кмольН2/кгтопл.

кмольN2/кгтопл.

Общее количество продуктов сгорания:

М2 = МСО2 + МСО + МН2О + МН2 + МN2 = C/12 + H/2 + 0,79αL0 = 0,0655 + 0,0057 + 0,0696 + 0,0029 + 0,3923 = 0,5361 кмоль пр.сг/кг топл.

Результаты занесем в таблицу

параметры	Рабочее тело; карбюраторный двигатель
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
α	0,86	0,96	0,96	0,96
М1 кмоль. гор.см./кг.топл.	0,4525	0,5041	0,5041	0,5041
МСО2 кмоль СО2/кг.топл.	0,0512	0,0655	0,0655	0,0655
МСО кмоль СО/кг.топл.	0,0200	0,0057	0,0057	0,0057
МН2О кмоль Н2О/кг.топл.	0,0625	0,0696	0,0696	0,0696
МН2 кмоль Н2/кг.топл.	0,0100	0,0029	0,0029	0,0029
МN2 кмоль N2/кг.топл.	0,3515	0,3923	0,3923	0,3923
М2 кмоль пр.сг/кг.топл.	0,4952	0,5361	0,5361	0,5361

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без наддува

Рк = Ро = 0,1 МПа и Тк = То = 293 К

Температура остаточных газов.

(рис. 5.1 литература 1 принимаем).

При номинальных режимах карбюраторного двигателя Тr = 1070 К

Давление остаточных газов.

Для карбюраторного двигателя на номинальном скоростном режиме:

PrN = 1,18 Po = 1,18*0,1 = 0,118 МПа.

Процесс пуска.

Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения карбюраторных двигателей на номинальных скоростных режимах принимается Δ ТN = 8єС. (1)

Плотность заряда на выпуске.

Ρr = Ро *106 / (RBTO) = 0,1*106 / (287*293) = 1,189 кг / м3,

где RB – 287 Дж / (кг.град.) – удельная газовая постоянная для воздуха.(1)

Потери давления на впуске.

При учете качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем для карбюраторного двигателя можно принять β2 + ξВП = 2,8 и

ωВП = 95 м/с.

β – коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра.

ξВП – коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению.

ωВП – средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы. (1)

Тогда ΔРа на всех скоростных режимах двигателя рассчитывается по формуле:

ΔРа = (β2 + ξвп) А2nn2ρо10-6/2, где Аn = ωвп / nN

Аn = 95 / 6000 = 0,0158

ΔРа = 2,8 * 0,01582 * 60002 * 1,189 * 10-6 / 2 = 0,0150

Давление в конце пуска.

В карбюраторном двигателе при nN = 6000 мин-1.

Ра = Ро – ΔРа = 0,1 – 0,0150 = 0,085 Мпа.

Коэффициент остаточных газов.

При nN = 6000 мин-1.

φоч = 1 – коэффициент очистки.

φдоз = 1,12 – коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме.

Температура в конце впуска.

Та = (То + ΔТ + γr * Tr) / (1 + γr) = (293+8+0,0385*1070) / (1+0,0385) = 329

Коэффициент наполнения.

Результаты вычислений занесем в таблицу.

параметры	Процесс впуска и газообмена
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
α	0,86	0,96	0,96	0,96
Тr, K	900	1010	1070	1080
Pr, Mpa	0,1039	0,1076	0,118	0,1195
ΔT, єC	22,29	16	8	7,14
ΔPa, Mpa	0,0004	0,0043	0,0150	0,0166
Pa, Mpa	0,0996	0,0957	0,085	0,0834
φ, доз	0,95	1,025	1,12	1,13
γ	0,0418	0,0365	0,0385	0,0390
Та, К	339	334	329	329
ηv	0,8699	0,9207	0,9255	0,8939

Процесс сжатия.

При ε = 10,3 и Та = 329 К, nN = 6000 мин-1 определяем по монограмме средний показатель адиабаты сжатия к1 = 1,3765 и средний показатель политропы сжатия n1 = 1,37. (1)

Давление в колнце сжатия.

При nN = 6000 мин-1

Рс = Раεn = 0,085*10,31,376 = 2,1036 Мпа.

Температура в конце сжатия.

Тс = Таεn-1 = 329*10,31,376-1 = 792 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия.

а) свежей смеси (воздуха)

20,6 + 2,638 * 10-3 * tc, где tc = Тс — 273 єС

20,6 + 2,638 * 10-3 * 519 = 21,969 кДж / (кмоль град).

б) остаточных газов

определяется методом интерполяции по табл. 3.8 при nN = 6000 мин-1, α = 0,96 и tc = 519 єС.

(1)

(m)= 24,014+(24,150 – 24,014)*0,01/0,05 = 24,0412 кДж/(кмоль град).

(m)= 24,44+(24,586 – 24,44)* 0,01/0,05 = 24,469 кДж/(кмоль град).

(m)= 24,041+(24,469 – 24,041)* 19/100 = 24,122 кДж/(кмоль град).

в) рабочей смеси

кДж/(кмоль град).

(m)= кДж/(кмоль град).

Результаты вычислений заносим в таблицу.

параметры	Процесс сжатия
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
к1	1,3751	1,3757	1,3765	1,3766
n 1	1,370	1,373	1,376	1,376
Рс, МПа	2,4309	2,3532	2,1036	2,0655
Тс, єК	803	796	792	792
tc, єС	530	523	519	519
(m. cv)to	21,998	21,980	21,969	21,968
(m)to	24,169	24,141	24,122	24,121
(m)to	22,085	22,056	22,049	22,049

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания:

ΔНu = 119950*(1-α)*L0 кДж/кг. = 119950*(1-0,96)*0,516 = 2476 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси:

Нраб.см. = кДж/кмоль раб.см.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

(m)=

кДж/кмоль град.

Определяется по эмпирическим формулам таб. 3.7 литература 1.

(m)= *[0,0655*(39,123+0,003349tz)+0,0057*(22,49+0,00143tz)+0,0696*(26,6++0,004438tz)+0,0029*(19,678+0,001758tz)+0,3923*(21,951+0,001457tz)=24,657+ 0,002077tz] кДж/кмоль град.

Коэффициент использования теплоты ξz принимаем = 0,88:

(1)

Температура в конце видимого процесса сгорания: при n = 6000 мин

ξz Нраб.см + (m)tc = μ(m)tz :

0,88*79193+22,049*519 = 1,061*(24,657+0,002077) tz,

0,002204+26,165 tz – 81132 = 0, откуда

tz =

= 2552 єС;

Tz = tz + 273 = 2825 К;

Максимальное давление сгорания теоретическое:

pz = pc*μ* Tz/ Тс = 2,1036*1,061*2825/792 = 7,963 МПа.

Максимальное давление сгорания действительное:

Pzд = 0,85* pz = 0,85*7,963 = 6,7689 МПа.

Степень повышения давления:

λ = pz/ pc = 7,963/2,1036 = 3,786.

параметры	Процесс сгорания
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
μ0	1,0945	1,0635	1,0635	1,0635
μ	1,0907	1,0613	1,0612	1,0611
ΔН, кДж/кг	8665	2476	2476	2476
Нраб.см.кДж/кмоль	74813	79348	79193	79155
(m)	24,2982+ 0,002034tz	24,6566+ 0,002077tz	24,6566+ 0,002077tz	24,6566+ 0,002077tz
ξz	0,83	0,92	0,88	0,86
tz, єС	2330	2643	2552	2509
Tz, єК	2603	2916	2825	2782
Pz, МПа	8,5967	9,1438	7,9635	7,7011
Pzд, МПа	7,3072	7,7722	6,7689	6,5459
λ	3,5364	3,8857	3,7856	3,7285

Процессы расширения и выпуска.

Средний показатель адиабаты расширения К2 определяется по номограмме рис. 4.8 при заданном ε для соответствующих значений α и Tz, а средний показатель политропы расширения n2, оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

ε = 10,3; α = 0,96; Tz = 2825 К; К2 = 1,2528; n2 = 1,252.

Давление и температура в конце процесса расширения:

Рв = Pz/ εn2 и Тв = Tz/ εn2-1:

Рв = 7,9635/10,31,252 = 0,4296 МПа, Тв = 2825/10,31,252-1 = 1570 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

К;

Δ Тr = ,

Где Δ Тr – погрешность расчета — 4,6 % допустимая погрешность.

параметры	Процесс расширения и выпуска.
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
К2	1,2588	1,2519	1,2529	1,2531
n2	1,258	1,251	1,252	1,253
Рв, МПа	0,4573	0,4944	0,4296	0,4144
Тв, К	1426	1624	1570	1542
Тr, K	871	977	1021	1019
Δ Тr, %	3,25	3,24	4,60	5,64

Индикаторные параметры рабочего цикла.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

МПа.

Среднее индикаторное давление:

pi = φu* Рj, = 0,96*1,1588 = 1,1124 МПа.

Где φu = 0,96 – коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива:

г/кВт. Ч

Эффективные показатели двигателя.

Среднее давление механических потерь для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S/D≤1.

Pм = 0,034 + 0,0113* Vп.ср МПа.

Для нашего карбюраторного двигателя, предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм., получим значение средней скорости поршня:

м/с.

Тогда: Pм = 0,034 + 0,0113*15,6 = 0,2103 МПа.

Среднее эффективное давление и механический КПД:

Ре = Рj — Рм = 1,1124 – 0,2103 = 0,9021 МПа.

ηм = .

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

ηе = ηj * ηм = 0,3388 * 0,811 = 0,2748

gе = г/кВт.ч.

параметры	Индикаторные и эффективные параметры двигателя.
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
Рj,, МПа	1,2115	1,3415	1,1588	1,1138
Рj, МПа	1,1630	1,2879	1,1124	1,0693
ηj	0,3292	0,3845	0,3388	0,3288
gj, г/кВт.ч	249	213	242	249
Vп.ср, м/с	2,6	8,32	15,6	16,38
Рм, МПа	0,0634	0,1280	0,2103	0,2191
Ре, МПа	1,0997	1,1599	0,9021	0,8502
ηм	0,9455	0,9006	0,811	0,7951
ηе	0,3113	0,3463	0,2748	0,2614
gе, г/кВт.ч	263	237	298	313

Основные параметры двигателя.

Литраж двигателя:

дм3.

Рабочий объем одного цилиндра:

дм3.

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 78 мм, то:

мм.

Окончательно принимается D = 88 мм, S = 78 мм.

Площадь поршня:

дм.

Литраж двигателя:

дм3..

Мощность двигателя:

Nе = кВт.

Литровая мощность двигателя:

Nл = кВт/л.

Крутящий момент:

Ме = Н*М.

Часовой расход топлива:

GT = Nе * gе * 10-3 = 86 * 298* 10-3 = 25,5 кг/ч.

параметры	Основные параметры и показатели двигателя.
n, мин-1	1000	3200	6000	6300
Fп, дм2	0,61 1,9 45,1
Vл, л
Nл, кВт/л
Nе, кВт	17,38	58,66	86	84,66
Ме, Н*М	166,06	175,15	136,23	128,39
GT, кг/ч	4,57	13,88	25,51	26,53

Построение индикаторных диаграмм.

Определяем объем камеры сгорания:

Vc = дм3.

Находим полный объем цилиндра:

Vа = Vc + Vh = 0,05 + 0,4822 = 0,534

Рассчитанные точки:

ВМТ: Pr = 0,118 Mpa; Рс = 2,1036 МПа; Pz = 7,9635 МПа.

НМТ: Ра = 0,085 Mpa; Рв = 0,4296 МПа.

Задаваясь различными углами φ поворота коленчатого вала, определяем положение поршня по формуле:

х =

Задаем λ = 0,285

Затем при этих углах φ находим текущий объем над поршневого пространства:

Vх = Vc + хFп.

Определяем давление на линии сжатия и расширения при выбранных углах поворота коленчатого вала:

;

Результаты расчета приведены в таблице № 1.

Таблица № 1.

№	φє	х, дм.	Vх, дм3
1	0,05185	0,118/0,085	0,1015
2	10	0,0076	0,056486468	0,085	0,093
3	20	0,03002	0,07016276	0,085	0,085
4	30	0,06614	0,092197744	0,085	0,085
5	40	0,1142	0,121515	0,085	0,085
6	50	0,17192	0,156724604	0,085	0,085
7	60	0,23668	0,196225563	0,085	0,085
8	70	0,30568	0,238318523	0,085	0,085
9	80	0,37617	0,281317616	0,085	0,085
10	90	0,44557	0,32365075	0,085	0,085
11	100	0,51162	0,363939419	0,085	0,085
12	110	0,57246	0,401051708	0,085	0,085
13	120	0,62668	0,434125563	0,085	0,085
14	130	0,67329	0,462562949	0,085	0,085
15	140	0,71171	0,485998946	0,085	0,085
16	150	0,74164	0,504252631	0,085	0,085
17	160	0,76289	0,517268509	0,085	0,085
18	170	0,77575	0,525057997	0,085	0,085
19	180	0,78	0,52765	0,085/0,4296	0,085
20	190	0,77575	0,525057997	0,087011	0,087011
21	200	0,76298	0,517268509	0,08882	0,08882
22	210	0,74164	0,504252631	0,091989	0,091989
23	220	0,71171	0,485998946	0,096777	0,096777
24	230	0,67329	0,462562949	0,103587	0,103587
25	240	0,62668	0,434125563	0,113038	0,113038
26	250	0,57246	0,401051708	0,12606	0,12606
27	260	0,51162	0,363939419	0,144081	0,144081
28	270	0,44557	0,32365075	0,169323	0,169323
29	280	0,37617	0,281317616	0,205346	0,205346
30	290	0,30568	0,238318523	0,257996	0,257996
31	300	0,23668	0,196225563	0,337093	0,337093
32	310	0,17192	0,156724604	0,459275	0,459275
33	320	0,1142	0,121515	0,651825	0,651825
34	330	0,06614	0,092197744	0,953074	0,953074
35	340	0,03002	0,07016276	1,387839	1,387839
36	350	0,0076	0,056486468	1,870278	1,965
37	360	0,05185	2,1042/7,964	2,5243
38	370	0,0076	0,056486468	7,154373	6,769
39	380	0,03002	0,07016276	5,453565	5,453565
40	390	0,06614	0,092197744	3,874148	3,874148
41	400	0,1142	0,121515	2,741886	2,741886
42	410	0,17192	0,156724604	1,993858	1,993858
43	420	0,23668	0,196225563	1,50479	1,50479
44	430	0,30568	0,238318523	1,179789	1,179789
45	440	0,37617	0,281317616	0,958543	0,958543
46	450	0,44557	0,32365075	0,804248	0,804248
47	460	0,51162	0,363939419	0,694381	0,694381
48	470	0,57246	0,401051708	0,614892	0,614892
49	480	0,62668	0,434125563	0,556816	0,556816
50	490	0,67329	0,462562949	0,514295	0,501
51	500	0,71171	0,485998946	0,483436	0,473
52	510	0,74164	0,504252631	0,461626	0,427
53	520	0,76298	0,517268509	0,44713	0,395
54	530	0,77575	0,525057997	0,43884	0,360
55	540	0,78	0,52765	0,436143	0,3349
56	550	0,77575	0,525057997	0,118	0,297
57	560	0,76298	0,517268509	0,118	0,252
58	570	0,74164	0,504252631	0,118	0,215
59	580	0,71171	0,485998946	0,118	0,185
60	590	0,67329	0,462562949	0,118	0,146
61	600	0,62668	0,434125563	0,118	0,118
62	610	0,57246	0,401051708	0,118	0,118
63	620	0,51162	0,363939419	0,118	0,118
64	630	0,44557	0,32365075	0,118	0,118
65	640	0,37617	0,281317616	0,118	0,118
66	650	0,30568	0,238318523	0,118	0,118
67	660	0,23668	0,196225563	0,118	0,118
68	670	0,17192	0,156724604	0,118	0,118
69	680	0,1142	0,121515	0,118	0,118
70	690	0,06614	0,092197744	0,118	0,118
71	700	0,03002	0,07016276	0,118	0,118
72	710	0,0076	0,056486468	0,118	0,1098
73	720	0,05185	0,118/0,085	0,1015

Скругление индикаторной диаграммы.

Учитывая быстроходность рассчитываемого двигателя, устанавливаем следующие фазы газораспределения:

Начало ( точка r,) — 20є до ВМТ; окончание (точка а,,) — 60є после НМТ.

Начало ( точка b,) — 60є до НМТ; окончание (точка а,) — 20є после ВМТ.

Угол опережения зажигания принимаем 30є (точка с,), продолжительность периода задержки воспламенения – Δφ = 10є, отсюда 30 – 10 = 20є( точка f)

Полоңение точки с,, определяем из выражения:

РС,, = (1,15...1,25)рс = 1,2*2,1036 = 2,5243 МПа.

Действительное давление сгорания:

Pzд = 0,85* pz = 0,85*7,9635 = 6,769 МПа.

Принято считать, что это давление достигает через 10є после ВМТ.

Нарастание давления от точки с,, до точки z составит Δр/Δφ = 0,417, что означает плавную работу двигателя.

Результаты расчета положения характерных точек приведены в таблице № 2.

Таблица № 2

Обозначение	Положение	φє	х, дм.	Vх, дм3
r	20єдо ВМТ	700	0,03002	0,064158576	0,118
r	20є после ВМТ	20	0,03002	0,064158576	0,085
a	60є после НМТ	240	0,62668	0,434125563	0,113038
f	30єдо ВМТ	330	0,06614	0,078968975	1,179456
c	20єдо ВМТ	340	0,03002	0,064158576	1,569637
r	ВМТ	360	0,05185	0,1015
c	ВМТ	360	0,05185	2,5243
zд	10є после ВМТ	370	0,0076	0,054966315	6,769
b	60єдо НМТ	480	0,62668	0,434125563	0,556816
b’’	НМТ	540	0,78	0,52765	0,334927

Список используемой литературы.

1. А.И. Колчин, В.П. Демидов «Расчет автомобильных и тракторных двигателей» М.: Высшая школа, 2002 год.

www.ronl.ru

Методика расчета прочности основных деталей судового двс литература

1. Румб В.К., Медведев В.В. Прочность судового оборудования. Ч.1. Конструирование и расчеты прочности судовых двигателей внутреннего сгорания: учебник. СПб.: СПбГМТУ. –2006. – 536 с.

2. Ваншейдт В.А. Конструирование и расчет прочности судовых дизелей. – Л.: Судостроение. – 1969. – 640 с.

3. Хандов З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания (конструкция и расчеты). М.: Изд-во «Транспорт». – 1968. – 320 с.

4. Ганин Н.Б. Конспект занятий по проектированию судовых ДВС (рукописный или машинописный). – СПБ.: ГУМРФ им. адм. С.О. Макарова.

Расчет коленчатого вала

МЕТОДЫ РАСЧЕТА

Коленчатый вал является наиболее ответственной, напряженной и трудоемкой в изготовлении деталью ДВС. В многоцилиндровом двигателе посредством коленчатого вала осуществляется связь кривошипно-шатунных механизмов всех цилиндров, суммирование крутящих моментов, создаваемых цилиндрами, и передача результирующего момента потребителю работы двигателя.

При работе коленчатый вал нагружен силами давления газов, силами инерции поступательно и вращательно движущихся масс. Указанные силы вызывают в элементах вала знакопеременные скручивающие и изгибающие моменты, соответствующие нормальные и касательные напряжения. Периодически изменяющиеся вращающие моменты вызывают крутильные и продольные колебания, которые при резонансе могут привести к дополнительным напряжениям и вызвать поломку коленчатого вала.

В зависимости от стадии разработки коленчатого вала применяют различные методики расчета его прочности. На начальной стадии размеры вала, предварительно принятые по конструктивным соотношениям реально существующих валов, проверяют по Правилам Российского морского регистра судоходства.

По существу, расчет сводится к определению запасов прочности в галтелях сопряжения щеки с рамовой и шатунной шейками. Если коэффициент этого запаса  1,15, то размеры коленчатого вала обеспечивают требуемую прочность. При расчете широко используются эмпирические зависимости и соотношения.

Далее выполняют расчеты либо на статическую прочность по упрощенной методике, по результатам которых сравнивают расчетные сложные напряжения с допускаемыми напряжениями, значения которых установлены с учетом опыта эксплуатации реально существующих валов.

Более точные расчеты – расчеты на выносливость (на усталостную прочность).

Из сказанного выше следует, что элементы коленчатого вала испытывают действие циклически изменяющихся нагрузок. Поэтому под влиянием переменных напряжений идет процесс постепенного накопления усталостных повреждений, приводящий к образованию трещин и разрушению. Такие детали обычно подвергаются расчету на выносливость и долговечность.

Для расчетов прочности деталей, включая коленчатый вал, в настоящее время широко используется метод конечных элементов (МКЭ).

МКЭ хорошо зарекомендовал себя не только в расчетах прочности и жесткости, но и при решении других задач, например, в исследованиях колебательных явлений и температурных полей. Название метода в некоторой мере раскрывает его сущность, так как при его использовании деталь заменяется совокупностью простых элементов, имеющих конечное число степеней свободы. Сопряжение конечных элементов осуществляется в узловых точках, где удовлетворяются условия равновесия напряжений и неразрывности деформаций.

Формулировка метода подсказывает, что с помощью конечноэлементной идеализации удается создать расчетную модель, в определенном смысле адекватную реальной детали. При этом точность прогнозирования напряжений и деформаций в общем случае возрастает с увеличением числа конечных элементов и уменьшением их размеров. Более того, МКЭ инвариантен по отношению к геометрии детали, а поэтому он имеет широкий диапазон применимости для расчета прочности почти всех деталей ДВС. В качестве примера на рис. 1 показаны конечноэлементные модели (КЭМ) коленчях валов /1/.

Рис.1. Конечноэлементная модель коленчатого вала с углом заклинки кривошипов: а – 180о; б – 120о

В рамках курсового проекта допускается выполнение расчета коленчатого вала только на статическую прочность по упрощенной методике.

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА

При выполнении проверочного расчета на прочность коленчатый вал обычно рассматривают как разрезную двухопорную балку (раму). Расчет производят только одного наиболее нагруженного колена вала. Расчет коленчатого вала как многоопорной балки не может быть достаточно точным, так как фундаментная рама двигателя не является абсолютно жесткой и ее деформации значительно влияют на моменты сил, изгибающих вал. Расчет одного колена вала (мотыля) также является неточным, но расчетные напряжения при этом получаются несколько выше действительных.

На стадии эскизного проектирования целесообразно рассчитывать коленчатый вал с помощью разрезной двухопорной рамы. Получающиеся при этом завышенные напряжения (заниженные значения коэффициентов запаса прочности), во-первых, компенсируют разброс механических свойств материала и, во-вторых, обеспечивают возможность последующего форсирования двигателя.

Рис. 2. Расчетная модель

Расчетная модель колена вала в виде рамной конструкции изображена на рис. 2. Предполагается, что рама покоится на жестких точечных опорах. В качестве внешних нагрузок рассматривают силы

, приложенные по середине шатунной шейки, а также моменты, скручивающие рамовые шейки. Эти моменты связаны с набегающими тангенциальными силами зависимостями

; ,

где – радиус кривошипа;– площадь поршня;– номер цилиндра двигателя;– набегающая тангенциальная сила, скручивающая рамовую шейку вала после соответствующего цилиндра.

МЕТОДИКА РАСЧЕТА

Конструктивная схема колена вала представлена на рис. 3.

Размеры элементов колена вала могут быть либо приняты по чертежу двигателя, либо оценены приблизительно по соотношениям, указанным в табл. 1. В таблице учтены статистические данные более двух десятков дизелей.

Рис.3. Конструктивная схема колена вала

Таблица 1

studfiles.net

3. мет.пособие по курс. проекту СЭУ 2012 Белов. Учебник расчет двс

Учебное пособие - Расчет двигателя

3. мет.пособие по курс. проекту СЭУ 2012 Белов

Учебное пособие - Тепловой расчет ДВС

Методика расчета прочности основных деталей судового двс литература

Расчет коленчатого вала

Смотрите также