Министерство образованию и науки РФ

ФГБОУ ВПО «Сибирский государственный технологический университет»

Кафедра: АТЛМ

Факультет: Механический

Расчетно-графическая работа №1

Тема: Расчёт двигателя внутреннего сгорания

Руководитель: Михайленко А.В.

_________________

(подпись)

_________________

(оценка, дата)

Выполнил: студент: группы 92-01

Кириенко Н.С.

_________________

(подпись)

Красноярск

2011

Содержани

Введение 4

В качестве источника механической энергии на современных автомобилях и тракторах применяют в основном двигатели внутреннего сгорания (ДСВ). В ДСВ химическая энергия топлива преобразуется сначала в тепловую в процессе сгорания, а затем теплота превращается в механическую энергию на валу двигателя. Вырабатываемая механическая энергия частично используется для обслуживания внутренних систем двигателя (охлаждения, смазки, питания), а также внешних систем автомобиля или трактора (электроснабжения; тормозных, если тормозные системы с гидро- или пневмоприводом и т.д.). Но основным потребителем механической энергии является движитель (приводные колёса или гусеницы), куда энергия подаётся с помощью трансмиссии. 4

1 Тепловой расчёт прототипа двигателя MAN 5

2 Тепловой баланс 21

3 Расчет внешней скоростной характеристики дизеля. 24

26

Рис.3.1 Скоростная характеристика дизеля 26

27

Рси. 1.1 27

5 Динамика кривошипно-шатунного механизма 30

Введение

1 Тепловой расчёт 3

2 Тепловой баланс 16

3 Расчет внешней скоростной характеристики дизеля. 18

4 Кинематика кривошипно-шатунного механизма 20

5 Динамика кривошипно-шатунного механизма 23

Библиографический список

Введение

В качестве источника механической энергии на современных автомобилях и тракторах применяют в основном двигатели внутреннего сгорания (ДСВ). В ДСВ химическая энергия топлива преобразуется сначала в тепловую в процессе сгорания, а затем теплота превращается в механическую энергию на валу двигателя. Вырабатываемая механическая энергия частично используется для обслуживания внутренних систем двигателя (охлаждения, смазки, питания), а также внешних систем автомобиля или трактора (электроснабжения; тормозных, если тормозные системы с гидро- или пневмоприводом и т.д.). Но основным потребителем механической энергии является движитель (приводные колёса или гусеницы), куда энергия подаётся с помощью трансмиссии.

Основные показатели автомобиля или трактора (скорость движения, максимальная грузоподъёмность, экономичность, экологические факторы и т.п.) определяются главным образом двигателем. Поэтому, представляется очень важным уметь прогнозировать показатели двигателя и его характеристики, чтобы удовлетворить требованиям транспортного средства.

На современных автомобилях и тракторных применяют главным образом четырёхтактные бензиновые и дизельные двигатели. Основным направлением их форсирования и улучшения показателей служат газотурбинный наддув и охлаждение надувочного воздуха. Поэтому, необходимо выполнять тепловой расчёт двигателей именно таких типов с ориентацией на лучшие результаты, достигнутые в практике мирового автотракторного двигателестроения.

Таким образом, тепловой расчёт двигателя является первой и необходимой ступенью в процессе проектирования и создания нового двигателя или в процессе совершенствования существующего.

1 Тепловой расчёт прототипа двигателя man

Двигатель MAN D0836

man.uag.ru

Двигатель D0836

Цилиндры и расположение:

6 цилиндров в ряд

Клапаны:

4 на цилциндр

Режим работы:

4-тактный дизельный двигатель с прямым впрыском

Наддув:

одинарный для Евро-3,

двойной для Евро 4,

наддув с промежуточным охлаждением для Евро 5 и EEV

Система впрыска:

Common Rail

Система охлаждения двигателя:

управляемое охлаждение с помощью термореле, радиатор с принудительной циркуляцией вода/воздух, радиатор воздух/воздух (интеркулер)

LFL61, 62, 64 и 65 с радиатором вода/воздух и интеркулером вода/воздух

Управление двигателем:

EDC (электронный контроль) и FFR (блок управления)

Технологии очистки выхлопных газов:

технология PURE DIESEL (EGR + очистка выхлопных газов без присадок )

Преимущества для клиентов

■ Надежная установка и замена благодаря компактным и идентичным размерам двигателя для моделей разных технологий системы очистки ОГ

■ Значительная экономия благодаря инновационным технологиям, которые оптимизируют расход топлива и повышают

интервал обслуживания

■ Полный ассортимент продукции с единой технологией впрыска CommonRail и оптимальным шагом роста мощности двигателей

■ Быстрая доставка запасных частей наличии и первоклассный послепродажный сервис

■ Всемирная служба сервиса MAN с разветвленной сетью

Технические данные для D0834

Диаметр цилиндра 108мм

Ход поршня 125мм

Объем двигателя 6.9л

Стандарт норм очистки ОГ EEV Euro 5

Модель двигателя LFL60 LFL61 LFL62 LFL63 LFL64 LFL65

Выходная мощность1 кВ 184 213 250 184 213 250

Выходная мощность1 л.с. 250 290 340 250 290 340

При скорости об/м 2300 2300 2300 2300 2300 2300

Max. крутящий момент Нм 1000 1150 1250 1000 1150 1250

При скорости об/м 1200 1400 1300 1200 1200 1200

Потребление топлива2 г/кВч 199 203 205 199 203 205

Тип очистки ОГ PM-Kat PM-Kat PM-Kat Oxi-Kat Oxi-Kat Oxi-Kat

Ступеней контроля ОГ 2 2 2 2 2 2

Данные для расчёта:

N_e= 250 кВт

i = 6

n = 2300 об/мин

ε =17

Произвести расчет двигателя MAN четырехтактного дизеля.

Топливо дизель

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; 0=0,004.

Низшая теплота сгорания топлива

Н_U = З3,91∙С+ 125,60∙Н— 10,89∙ (0—S)—2,51∙ (9Н + W) =

= 33,91∙0,87+125,60∙0,126—10,89∙0,004—2,51∙9∙0,126 = 42,44 МДж/кг = 42440 кДж/кг.

Параметры рабочего тела.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

кмоль возд/кг топл.

кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха.

Образцы современных дизелей с наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при α =1,6 - 1,8.

Принимаем: α =1,7 для дизеля с наддува

Количество свежего заряда:

М₁= α∙ L₀=1,7∙0,5 = 0,85 кмоль св. зар/кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания

кмоль СО₂/кг топл.;

кмоль Н₂О/кг топл.

кмоль О₂/кг тотпл.;

кмоль N₂/кг тотпл.

Общее количество продуктов сгорания

кмоль пр.сг/кг топл.

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Атмосферные условия

МПа; К.

Принимаем турбокомпрессор с центростремительной турбиной ТРК – 8,5 (π_к=1,9)

Давление окружающей среды для дизелей, МПа

(1.1)

где π_к – степень повышения давления.

- давление воздуха перед компрессором, МПа

(1.2)

где - потери давления на всасывании в компрессор, МПа

МПа

МПа.

Температура окружающей среды для дизеля с наддувом, К

(1.3)

где n_к – показатель политропы сжатия компрессора, n_к = 1,5

, К

Температура и давление остаточных газов.

При наддуве температурный режим двигателя повышается и увеличивает значения Т_r, и р_r. Поэтому можно принять для дизелей:

с наддувом Т_r = 800 К,

р_r =0,95∙Р_к = 0,95∙ 0,18 = 0,171 МПа;

Процесс впуска.

Температура подогрева свежего заряда. Естественный подогрев заряда в дизеле с наддувом может достигать 10 °С. Поэтому принимаем:

∆Т = 10°С.

Плотность заряда на впуске, кг/м³

(1.4)

, кг/м³

Потери давления на впуске в двигателе, МПа

; (1.5)

, МПа.

где, = 2,7 и = 70 м/с приняты в соответствия со скоростным режимом двигателей и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля без наддува.

Давление в конце впуска, МПа

; (1.6)

МПа.

Коэффициент остаточных газов

; (1.7)

.

Температура в конце впуска, К

; (1.8)

, К.

Коэффициент наполнения

; (1.9)

Процесс сжатия.

Средние показателя 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 (рисунок 25)[1]:

при ε = 17 и Т= 378 К

k₁ =1,363, а n₁ =1,363.

Давление и температура в конце сжатия

, МПа (1.10)

, МПа

, К (1.11)

, К

, ºС (1.12)

, ºС

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия, кДж/(кмоль· К):

Воздуха:

(1.13)

, кДж/(кмоль· К)

Остаточных газов:

Определяется по таблице 8 методом интерполяции

для дизеля с наддувом при =1,7 и t_c = 805 °С

, кДж/(кмоль· К)

Рабочей смеси:

(1.14)

, кДж/(кмоль· К)

Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:

(1.15)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:

(1.16)

Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:

(1.17)

, кДж/кмоль раб. смеси

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:

(1.18)

(1.19)

Температура в конце видимого процесса сгорания

(1.20)

где ξ – коэффициент использования теплоты, ξ = 0,86

λ – степень повышения давления, λ = 1,5

или

,°С

, К

Максимальное давление сгорания для дизелей, МПа.

(1.21)

, МПа.

Степень предварительного расширения для дизелей:

(1.22)

Процесс расширения.

Степень последующего расширения

(1.23)

Средние показатели 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 номограмме (рис. 30)[1] для дизелей:

при δ=12,06; Т_z,= 2198,1 К и α = 1,7

k₂= 1,2792, а n₂ = 1,267.

давление и температура в конце расширения для дизелей:

(1.24)

, МПа

(1.25)

, К

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов для дизелей:

(1.26)

что допустимо.

Индикаторные параметры рабочего цикла.

Теоретическое среднее индикаторное давление, МПа

(1.27)

, МПа

Среднее индикаторное давление для дизелей, МПа

(1.28)

где φ_и – коэффициент полноты диаграммы, φ_и = 0,95

МПа.

Индикаторный к.п.д. для дизелей

(1.29)

Индикаторный удельный расход топлива для дизелей, г/(кВт·ч):

(1.30)

, г/(кВт·ч)

Эффективные показатели двигателя.

Среднее давление механических потерь, МПа:

(1.31)

где v_п.ср – средняя скорость поршня предварительно принимается для тракторных двигателей в пределах 5,5 – 10,5, v_п.ср = 6,9 м/с

МПа

Среднее эффективное давление и механический к.п.д. для дизелей:

, МПа (1.32)

, МПа

(1.33)

Эффективный к.п.д. и эффективный удельный расход топлива для дизелей:

(1.34)

, г/(кВт ч) (1.35)

, г/(кВт·ч)

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя, л:

(1.36)

, л.

Рабочий объем цилиндра, л:

(1.37)

, л.

Принимаем S/D = 1

Определяем диаметр цилиндра, мм:

(1.38)

, мм.

Принимаем D = S = 141 мм

По окончательно принятым значениям D и S определяются основные параметры и показатели двигателя:

,л (1.39)

, л

,мм² (1.40)

мм² = 156см²

, м/с (1.41)

, м/с

что достаточно близко (ошибка <2%) к ранее принятому значению v_n.ср = 10,2 м/с;

, кВт (1.42)

, кВт

, Н·м (1.43)

, Н·м

, кг/ч (1.44)

, кг/ч

, кВт/дм³ (1.45)

, кВт/дм³

Построение индикаторной диаграммы дизеля с наддувом.

Масштабы диаграммы (рисунок 1):

масштаб хода поршня М_S = 1,0 мм в мм;

масштаб давлений М_P = 0,08 МПа в мм.

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

АВ= S/М_S= 141/1,0 = 141 мм; (1.46)

ОА = АВ/( ε – 1) = 141/(17 – 1) =8,8 мм. (1.47)

Максимальная высота диаграммы (точки z’ и z) и положение точки z по оси абсцисс

, мм (1.48)

, мм (1.49)

Ординаты характерных точек:

,мм (1.50)

,мм (1.51)

,мм (1.52)

,мм (1.53)

,мм (1.54)

,мм (1.55)

Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом

а) для луча ОС принимаем угол α = 15°;

б);

в) используя лучи 0D и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с.

г) ,

д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z .

Теоретическое среднее индикаторное давление

, МПа (1.56)

где F^/ - площадь диаграммы асz’zbа.

что очень близко к величине Р =1,203 МПа, полученной в тепловом расчете.

Скругление индикаторной диаграммы.

Ориентировочно устанавливаются следующие фазы газораспределения:

впуск - начало (точка r‘) за 25° до в.м.т. и окончание (точка а”) - 60° после н.м.т.;

выпуск - начало (точка b’) за 60° до н.м.т. и окончание (точка а’) - 25° после в.м.т.

угол опережения впрыска 20° (точка с’) и продолжительность периода задержки воспламенения ∆φ₁ = 8° (точка f).

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b’, r’, a’, а”, с’ и f по формуле для перемещения поршня:

АХ=(АВ/2)[(1 - соsφ) + (λ/4)(1 – соs2φ)], мм (1.57)

где λ - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, ориентировочно устанавливаем λ = 0,270.

Результаты расчета ординат точек b’, r’, a’, а”, с’ и f приведены в таблице 1.

Таблица 1

Обозначение точки	Положение точки	φ		Расстояние АХ точек от В.М.Т., мм
в^/	60 до НМТ	120	1,601	112,8
r^/	25 до ВМТ	25	0,122	8,6
a^/	25 после ВМТ	25	0,122	8,6
a^//	60 после НМТ	120	1,601	112,8
c^/	20 до ВМТ	20	0,076	5,3
f	8 до ВМТ	12	0,038	2,6

Положение точки с” определяют из выражения

р_С″ =(1,15…1,25) р_С , МПа (1.58)

р_С″ =1,15 · 7,949 =9,1 МПа

мм (1.59)

Рис.1