ПРЕЗЕНТАЦИЯ Курсовой проект ДВС (файл PPS)

1. Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания
Исходные данные для теплового расчета :
Ne - номинальная мощность, кВт
hu - низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг
e - степень сжатия
a - коэффициент избытка воздуха
z - коэффициент использования тепла
jд - коэффициент неполноты диаграммы
T0 – температура окружающей среды, К
T – приращение температуры свежего заряда, К
Tr – температура остаточных газов, К
P0 – давление окружающей среды, МПа
Pr – давление остаточных газов, МПа
ne – номинальная частота вращения двигателя, мин-1
i – число цилиндров
n1 – показатель политропы сжатия (только для дизельного ДВС)
n2 - показатель политропы расширения (только для дизельного ДВС)
hv –коэффициент наполнения (в зависимости от задания)
l - степень повышения давления (только для дизельного ДВС)
С,Н,О - состав топлива.
Давление в конце процесса впуска
Вариант I Если не задан коэффициент наполнения
Pa  (0.7  0.95)  P0
Вариант II Если задан коэффициент наполнения
Pa  P0 
T  T Pr
e 1
 hv  0

e
T0
e
Температура рабочей смеси в конце процесса впуска
Ta 
T0  T
Pr  Tr  (T0  T ) 


1
e  Pa 
Tr

Коэффициент наполнения (если не задан в задании)

  Pa  e Pr 
T0
  
hv  
 
Tr 
 P0  e  1   Ta
Коэффициент остаточных газов
T0 Pr
1
  
Tr P0 hv  (e  1)
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг. топлива
L0 
O 
1  1
1
 C H T
0.21  12
4
32 
Количество свежего заряда
M1  aL0
Количество остаточных газов
M r    a  L0
Количество рабочей смеси
Ma  a  L0 (1   )
Показатель политропы сжатия (для бензинового двигателя)
n1  1.41 
100
n
Давление в конце процесса сжатия
Pc  Pa  e n1
Температура в конце процесса сжатия
Tc  Ta  e n1 1
Количество продуктов сгорания
При a1
При a<1
M2 
M 2  a  L0 
C H
  L0  (a  0.21)
12 2
O H
  0.21  L0  (1  a )
32 4
Количество газов в конце процесса сгорания
M Z  M2  Mr
Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси  
MZ
Ma
Потери тепла при неполном сгорании (если a<1)
hu  119000  (1  a )  L0
Изохорная теплоемкость рабочей смеси
C v'  20.175  1.739  103 Tc
Изобарная теплоемкость продуктов сгорания (для дизельного двигателя)
C P''  8.317  ( 20.1 
0.92 
a
)(
13.8
a
 15.5)  10  4 TZ
Изохорная теплоемкость продуктов сгорания (для бензинового двигателя)
C v''  (18.44  2.6  a )  (15.5  13.8a )  10 4 TZ
Уравнение сгорания
для дизельного двигателя
для бензинового двигателя
  hu
a  L0  (1   )
 (C v'  8.317  l )  Tc    C 'p'  Tz
  (hu  hu )
 C v'  Tc    C v''  Tz
a  L0  (1   )
Из уравнения сгорания, подставив известные величины находим величину Tz
Степень повышения давлении (для бензинового двигателя)
Давление в конце процесса сгорания
Pz  l  Pc
Степень предварительного расширения продуктов сгорания
l
  Tc
Tz
  Tz

l  Tc
Показатель политропы сжатия (для бензинового двигателя)
n2  1.22 
130
n
Степень последующего расширения (для дизельного двигателя)
Давление в конце процесса расширения
Для бензинового двигателя
Для дизельного двигателя
Pb  Pz 
Pb  Pz 
1
n
1
en
2
2
Температура в конце процесса расширения
Для бензинового двигателя
Tb  Tz 
Для дизельного двигателя
Tb  Tz 
1
e n 1
2
1
n
2 1
e


Расчетное среднее индикаторное давление
Для дизельного двигателя
Pae n1 
l
1
1
1 
Ppi 
  l (   1) 
(1  n2 1 ) 
(1  n1 1 ) 
e 1 
n2  1
n1  1

e

Для бензинового двигателя:
Среднее индикаторное давление
Индикаторная мощность
Pae n1  l
1
1
1 
Ppi 
 
(1  n2 1 ) 
(1  n1 1 ) 
e  1  n2  1
n1  1
e
e

Pi  Ppi  j д
Ni 
Pi  Vh  i  2ne
где τ – число тактов рабочего
цикла.
Индикаторный КПД
 L0   a   1 
hi  Pi         
 hu   hv    0 
Удельный индикаторный расход топлива
3600
gi 
hi  hu
Среднее эффективное давление
Pe  Pi  PM
где PM - среднее давление трения, МПа.
для бензинового двигателя
для бензинового двигателя PM  0.035  0.00005 n
PM  0.092  0.0001 n
для дизельного двигателя
Эффективная мощность
Ne 
Механический КПД двигателя.
Эффективный КПД
Pe  Vh  i  2ne

N e Pe
hM 

N i Pi
he  h M  h i
ge  g i 
Удельный эффективный расход топлива
Часовой расход топлива
где n - частота
вращения
двигателя, об/мин.
GT  ge  N e
ge  g i 
hi
he
1
hM
2. Определение основных размеров двигателя
Рабочий объем цилиндра (м3) при заданной эффективной мощности :
Vh 
Диаметр цилиндра
  Ne
Pe  i  2  ne
4  Vh
D
 S
Округляем диаметр цилиндра до целого числа.
3. Построение индикаторной диаграммы
Определив, в первом разделе, значения давлений в расчетных точках индикаторной
диаграммы (Pa, Pc, Pz, Pb) при исходных значениях P0, Pr (по заданию) переходим к
построению индикаторной диаграммы.
При построении масштаб оси давлений индикаторной диаграммы 1МПа=20 мм.
Масштаб оси объемов индикаторной диаграммы принимаем
Vh  S
линейным и величина рабочего объема равна ходу поршня в
миллиметрах
Объем камеры сгорания на индикаторной диаграмме :
Vc 
S
e 1
Z Z’
Vz '    Vc
Объем в конце процесса сгорания на
индикаторной диаграмме :
Pz
Z’’
Pz’’
Дополнительный путь пройденный
поршнем при повороте коленчатого
вала на 900 :
R2
ОО1 
2 L
C’’
Pc’’
Длина шатуна :
L
C
Pc
Давление в Х точке
политропы сжатия :
P
c’
C
X
V  Vc n1
 Pa ( h
)
VX
Давление в Х точке
политропы расширения :
b’
Pb
r’
Pr
Pa
P0
b
b’’
a
r’’
Vc
S
R
0.3
P
Р
X
V  Vc n2
 Pb ( h
)
VX
Pb''  0,5  ( Pa  Pb )
Vz’
Pc''  (1.15...1.25)  Pc
O O1
j
a4
a1
a3
r’’
c’
Pz ''  0.85  Pz
r’
b’
угол опережения зажигания или впрыска топлива - j
15-30
a1
5-30
Угол запаздывания закрытия впускного клапана - a2
30-90
a3
40-80
Угол запаздывания закрытия выпускного клапана - a4
5-45
Угол опережения открытия впускного клапана -
Угол опережения открытия выпускного клапана -
Фазы
газораспределен
ия
Двигатели
ГАЗ
ЗИЛ
130/131
СМД
14/20
СМД 17/18
ЯМЗ
236/238/240
412Э
a1
24
31
17
31
20
30
a2
64
83
56
83
56
72
a3
50
67
51
47
56
70
a4
22
47
17
20
20
30
4. Построение внешней скоростной характеристики
Ne  N
max
e
N max
e
ge  g

n
n2
n3 
  A   B  2  C  3 
ne
ne 
 ne

n
n2 
  A1  B1   C1  2 
ne
ne 

M e  159.1 
Ne
n
GT  ge  N e
Двигатели
A
B
C
A1
B1
C1
Карбюраторные
1
1
1
1.2
1
0.8
Дизельные:
с
непосредственны
м впрыском
предкамерные
форкамерные
0.5
0.6
0.7
1,5
1.4
1.3
1
1
1
1.55
1.2
1.35
1.55
1.2
1.35
1
1
1
nmin – минимальное число оборотов, при
которых двигатель еще может устойчиво
работать при полной нагрузке;
nM – число оборотов, соответствующее
максимальному крутящему моменту;
ng - число оборотов, соответствующее наибольшей
экономичности;
ne - число оборотов, соответствующее
максимальной мощности;
nX - максимальное число оборотов, которое может
развивать двигатель вхолостую при полностью
открытом дросселе или полной подаче топлива;
5. Кинематика и динамика двигателя внутреннего сгорания
Перемещение поршня Х :
Ускорение поршня j :
1
X  r  ((1  cos j )  l (1  cos 2j ))
4
j   2  r  (cos j  l  cos 2j )
Масса деталей КШМ совершающая возвратно - поступательное движени
m j  m П  m1
Масса комплектного поршня
Бензиновые двигатели
D=60…100 мм.
mП, кг.
Дизели
D=80…130 мм.
Поршень из алюминиевого сплава
(80…100)Fп
(150…300)Fп
Примечание
Большие величины следует брать для двигателей с
большим D Площадь поршня -Fп – [м2]
m1  (0.2...0.3)  mш
Масса шатуна
mш, кг.
Бензиновые двигатели
D=60…100 мм.
Дизели
D=80…130 мм.
Примечание
(100…200)Fп
(250…400)Fп
Меньшие величины следует брать для двигателей
с S/D < 1 Площадь поршня -Fп – [м2]
Суммарные силы, действующие на КШМ для каждой точки Х положения порш
Х
P  PГ  Pj
Силы давления газов для каждой точки Х положения поршня
PГ
X
 2
 ( PX  P0 )   D
4
Силы инерции возвратно - поступательно движущихся масс
Pj  m j   2  r  (cos j  l  cos 2j )
P
Psh 
cos 
Сила, действующая вдоль шатуна
P
Psh
Масса неуравновешенных частей КШМ, совершающая вращательное
движение
mr  mк  m2
Масса неуравновешенной части одного колена вала без противовесов
mк ,кг
Бензиновые двигатели
D=60…100 мм.
Дизели
D=80…130 мм.
Стальной кованый вал (сплошные шатунные
шейки)
(150…200)Fп
(200…400)Fп
Стальной кованый или чугунный литой вал
(полые шатунные шейки)
(100…200)Fп
(150…300)Fп
Примечание
Большие величины
соответствуют двигателям
для двигателей с большим
D и V-образным
двигателям с двумя
шатунами на одной шейке.
Меньшие величины –
двигателям, у которых S/D
P
Psh
<1
Площадь поршня –Fп – [м2]
m2  (0.7...0.8)  mш
Pr
R
Силы инерции вращающихся масс
Pr   mr  R  
2
R
1.Построение полярной диаграммы нагружения шатунной шейки коленчатого вала
Шатунная шейка. На шатунную шейку действуют силы: Рsh — направленная по
шатуну и Pr— центробежная сила инерции массы шатуна Равнодействующая сил Рsh
и Pr получается геометрическим сложением этих сил.
Выберем масштаб линейных размеров для R и L
исходя из размеров чертежа.
P
Psh
L
Выберем масштаб сил для Psh и Pr исходя из
размеров чертежа.
Pr
R
SUM
0’
ОА=R
B
1’
DA=Pr
Минус (-) - сила Psh направлена к поршню
Плюс (+) - сила Psh направлена от поршня
0
1
SUM 1
2’
1
2 SUM 22
14
3’
АВ=L
3
8
4
9
1021
24 22
13
11
A
15
11
15
SUM
3
23
3
22
21
SUM 12=72.2
SUM 13=6
D
4
17
10
14
O
16
D – полюс диаграммы
24SUM 0
23
18
20196 0 5 1716
12
7
20
19
18
5
6
12
SUM 12
7
9
13
SUM 13
8
600 600
SUM 0=11.3
SUM 1=9.8
SUM 2=6.2
SUM 3=5.1
72.2+6=78.2
72.2+6=78.2
6
6+8.0+5.5+7.3=26.8
105.1
72.2