Расчет двигателя Pajero MMC

 

Введение

Создание современного транспортного двигателя, отвечающего высоким требованиям динамичности, топливной экономичности и экологии - сложный и многоэтапный процесс. Он включает разработку технического задания и его анализ, выбор конструктивной схемы и эскизную компоновку двигателя, проектирование основных узлов и деталей в увязке с технологической проработкой, изготовление опытных образцов и всесторонние их испытания. Затем с учётом результатов испытаний следует внесение изменений в конструкцию, создание рабочей и технической документации на объект и постановка его на серийное производство. Важное место в этом процессе занимает расчет рабочего цикла поршневого двигателя внутреннего сгорания (ДВС), в основу которого положен метод теплового расчета, разработанный профессором В.И. Гриневецким.

В общем случае тепловой расчет проводится для аналитического определения основных параметров и эффективных показателей вновь проектируемого двигателя. Однако его можно использовать и для оценки действительного цикла реально существующего двигателя при изменении отдельных конструктивных или режимных параметров либо внешних условий эксплуатации. Такая постановка задачи более соответствует инженерной деятельности в сфере эксплуатации транспортных ДВС. При этом расчетным путем может быть построена внешняя скоростная характеристика, содержащая основные паспортные данные двигателя, с последующим ее анализом.

Расчет поршневого двигателя включает также динамический расчет кривошипно-шатунного механизма по определению суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, и суммарного крутящего момента. Результаты динамического расчёта используются для оценки прочности деталей и узлов силовых механизмов. К расчёту двигателя относится также определение основных параметров и эксплуатационных показателей систем двигателя, обеспечивающих его работу.

двигатель сгорание топливо тепловой

Вариант и исходные данные

Pajero MMC, давление наддува Рк=0,22 МПа.

Таблица 1 - Основные конструктивные параметры и эффективные показатели двигателя Pajero MMC

Основные показателиPajero MMCДиаметр цилиндра D, мм959Ход поршня S, мм1008Рабочий объём двигателя Vл, л2,8Степень сжатия 21(16)Максимальная эффективная мощность Ne, кВт929Номинальная частота вращения nном, об/мин40000Максимальный крутящий момент Memax, Нм292Частота вращения при максимальном крутящем моменте nMe, об/мин2000

1. Тепловой расчет рабочего цикла

.1 Параметры рабочего тела

Средний элементарный состав дизельных топлив:

• углерод C=0,870;
• водород H=0,126;
• топливный кислород Om=0,004.

Низшая теплота сгорания Hu=42500 кДж/кг

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива:

Количество свежего заряда при заданном :

б - коэффициент избытка воздуха. Для дизеля с высоким наддувом можно принять б =1,8-2,0 в зависимости от давления наддува.

Общее количество продуктов сгорания:

Количество отдельных компонентов:

Теоретический коэффициент молекулярного изменения:

.2 Процесс впуска

Принимаю, что давление окружающей среды po=0,1 МПа, температура окружающей среды To=288 К. Значения ряда параметров, необходимых при расчете, выбираю, исходя из следующих эмпирических зависимостей:

давление наддува (перед впуском) рк=0,22 МПа;

температура надувочного воздуха ;

То, ро - параметры окружающей среды;

• давление остаточных газов pr при газотурбинном наддуве для номинальной частоты вращения pr =(0,90-0,98)pk=0,2112;
• температура остаточных газов Tr=800 К;

подогрев свежего заряда ;

Плотность свежего заряда:

- удельная газовая постоянная воздуха, Дж/(кг·град).

Давление в конце впуска:

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускного тракта м/с; .

Коэффициент остаточных газов:

Температура в конце впуска:

Коэффициент наполнения:

1.3 Процесс сжатия

Показатель политропы сжатия принимаем в пределах =1,36.

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

(с учетом наддува принимаем e=16)

.4 Процесс сгорания

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

Теплота сгорания рабочей смеси:

, кДж/кмоль.

Ни - низшая теплота сгорания дизельного топлива.

Температура цикла Tz определяется из уравнения сгорания:

Коэффициент использования теплоты для номинального режима быстроходных дизелей с газотурбинным наддувом выбирают в пределах , а степень повышения давления .

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия с допустимой для учебных целей погрешностью может быть определена по воздуху:

где tc - температура в конце сжатия в ?С:

.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме:

После подстановки найденных значений в уравнение сгорания получаю квадратное уравнение с одним неизвестным tz, которое решается известным способом:

;

а, в и с- числовые значения известных величин.

Температура сгорания:

Максимальное давление сгорания:

Степень предварительного расширения:

.5 процесс расширения

степень последующего расширения:

Для современных дизелей с наддувом значение показателя политропы расширения принимают в пределах и находят давление и температуру в конце процесса расширения:

Здесь следует оценить правильность ранее принятой температуры остаточных газов Tr по величине погрешности расчёта:

1.6 Индикаторные показатели рабочего цикла

Средне индикаторное давление теоретическое:

Затем находят действительное среднее индикаторное давление, приняв значение коэффициента полноты диаграммы в пределах :

Индикаторный удельный расход топлива:

Индикаторный КПД цикла:

Низшая теплота сгорания Ни подставляется в МДж.

.7 Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь:

Среднее эффективное давление:

Механический КПД двигателя:

Эффективный удельный расход топлива:

Эффективный КПД двигателя:

Эффективная мощность двигателя при известном рабочем объеме двигателя и номинальной частоте вращения:

Vл - рабочий объём двигателя, л (таблица 1)

- тактность двигателя, .

Часовой расход топлива:

Эффективный крутящий момент:

2. Составление теплового баланса двигателя

Тепловой баланс двигателя показывает распределение потенциальной теплоты сгорания топлива на совершение полезной работы и различные потери. Основными составляющими теплового баланса наряду с теплотой, преобразованной в механическую работу, являются тепловые потери в систему охлаждения, с отработавшими газами, из-за химической неполноты сгорания и неучтенные потери, определяемые по эмпирическим формулам.

Тепловой баланс двигателя определяется для номинального режима с использованием данных теплового расчета и эмпирических данных. Для анализа теплового баланса удобно использовать относительные единицы, поэтому расчет составляющих баланса следует вести как в абсолютном, так и относительном измерении.

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом:

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с:

Nе - расчётная мощность двигателя.

Удельная эффективная теплота:

Теплота, отводимая в охлаждающую среду:

где - коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей;

i - число цилиндров;

D - диаметр цилиндра, см;

n- частота вращения двигателя, об/мин;

m=[0,6-0,7] - показатель степени для четырехтактных двигателей.

Теплота, уходящая с отработавшими газами:

где кг/кмоль - молярная масса воздуха;

- изобарная теплоемкость отработавших газов (для бензинового двигателя кДж/(кг*град), для дизеля кДж/(кг*град);

кДж/(кг*град) - изобарная теплоемкость свежего заряда;

, оС - температура отработавших газов (ранее принятая);

, оС - температура окружающей среды.

Удельная теплота отработавших газов

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания, по условиям расчёта отсутствует как для дизеля, так и бензинового двигателя, т.е.

, .

Неучтенные потери теплоты:

Результаты расчета теплового баланса необходимо представить в таблице.

Таблица 2 - Тепловой баланс двигателя

Qo, кДж/сQe, кДж/сqe, %Qохл, кДж/сqохл, %Qr, кДж/сqr, %Qнс, кДж/сqнс, %Qост, кДж/сqост, %243,293,3 3859,7924,5891,9637,80000

По данным таблицы 2 сотдледует построил диаграмму (в цвете), высота каждой ступени которой эквивалентна составляющим теплового баланса.

Рисунок 1 - Диаграмма теплового баланса двигателя

3. Построение индикаторной диаграммы

Теоретическая индикаторная диаграмма строится в координатах для номинального режима двигателя. Исходными данными для ее построения служат конструктивные параметры двигателя - степень сжатия , ход поршня S и рабочий объем цилиндра Vh, а также данные теплового расчета - давления pa, pв, pc, pz, pr и степени предварительного и последующего расширения для дизеля.

Таблица 3 - Исходные данные для расчёта индикаторной диаграммы

Конструктивные параметрыДанные теплового расчётаНаименованиеЗначениеПараметрЗначениеСтепень сжатия Ход поршня S, мм Рабочий объём цилиндра Vh, л21(16) 100 2,8Давление, МПа: - впуска pa, - сжатия pc, - сгорания pz , - остаточных газов pr. Степени (для дизеля): -предварительного расширения с - последующего расширения д 0,195 9,55 13,37 0,211 1,3 12,3

Построение диаграммы аналитическим методом сводится к вычислению ряда промежуточных точек (7-8) политроп сжатия и расширения в пределах изменения рабочего объема Vh, (хода поршня S).

Для дизельного двигателя значения точек политроп сжатия и расширения определяются при изменении объёма цилиндра от Vc до Va , что соответствует изменению степени сжашшдтия от заданной до 1 и степени последующего расширения от заданной до 1.

Расчёт удобно производить в табличной форме.

Таблица 4 - Определение расчетных точек индикаторной диаграммы дизеля

№ точекПолитропа сжатияПолитропа расширенияOX, ммpx, МПаOX, мм, МПа1166,743,419,55 12,38,722,4613,48215,56,941,588,1111,59,320,6712,403157,139,769,719,5611,744147,636,210,717,3810,735128,929,365,73911,915,259,156911,919,853,87813,413,187,9176617,89,223,5383426,85,583,359253,52,570,5253,5 2,361,4210110710,19511070,60,6

Текущие значения степени сжатия , соответствующие изменению рабочего объема цилиндра по ходу поршня, выбираются произвольно в пределах от заданного значения до 1, причём интервал разбивки следует уменьшать к ВМТ.

Давление в промежуточных точках для политропы сжатия определяется по формуле:

Координаты промежуточных точек политропы расширения дизеля определяются следующим образом. Диапазон разбивается произвольно на ряд интервалов.

Давление в промежуточных точках для политропы расширения определяется по формуле:

Величина OX является второй координатой политроп. Она находится после определения в мм отрезков, соответствующих объёму камеры сгорания OA и рабочему объёму AB.

AB определяется по известному ходу поршня и выбранному масштабу:

Масштабный коэффициент рекомендуется выбирать в зависимости от величины хода поршня в диапазоне 1,0-1,5 мм/мм. Для автомобильных двигателей обычно выбирают мм/мм. Тогда:

Сумма отрезков и составит величину , соответствующую полному объёму цилиндра:

Искомая величина второй координаты для политропы сжатия определяется как:

Величина ОХ для политропы расширения определяется как:

Отрезок, соответствующий подводу теплоты при постоянном давлении:

где - степень предварительного расширения.

4. Построение и анализ внешней скоростной характеристики

4.1 Расчет внешней скоростной характеристики

Внешняя скоростная характеристика (ВСХ) показывает зависимость основных показателей двигателя от изменения частоты вращения при полном открытии дроссельной заслонки в бензиновом двигателе или максимальной подаче топлива в дизеле. Ее можно определить экспериментально либо с достаточной точностью можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для режима максимальной мощности.

В данной работе определяю значения эффективной мощности , эффективного крутящего момента двигателя, удельного эффективного расхода топлива и часового расхода топлива в расчетных точках.

Расчёт ведется с использованием компьютерной программы «ВСХ ДВС», предназначенной для вычисления текущих значений Ne, Me, ge и GT в расчётных точках.

Таблица 5 - Таблица результатов расчета ВСХ

n1n2n3n4n5n6nномnmaxЧастота вращения(n, об/мин)10001300200026003000360040000Эффективная мощность (Ne, кВт)25,4234,3155,2871,6880,8290,4493,30Крутящий момент (Me, Н * м)242,9252,18264,дло263,41257,39240,01222,850Удельный эфф. расход топлива (ge, г/(кВт * час))271,09254,91226,83213,55210,24213,55221,30Часовой расход топлива (Gт, кг/час)6,898,7512,5415,3116,9919,3120,650

По этим данным строю график ВСХД двигателя в функции частоты вращения и он представлен в графической части проекта согласно рекомендациям.

4.2 Анализ внешней скоростной характеристики

Общий анализ ВСХ основан на интерпретации характера изменения кривых Ne, Me, ge и GT по частоте вращения.

Для удобства анализа сравниваемые величины заносятся в таблицу.

Таблица 6 - Основные показатели двигателя по технической характеристике и по расчёту

Показатели двигателяПо технической характеристикеРасчётные значения1. Эффективная мощность Nе при nном, кВт9293,32. Крутящий момент Ме при nном, Н·м222,8222,853. Максимальный крутящий момент Ме мах, Н·м292264,074. Частота вращения при Мемах, об/мин2000 20005. Коэффициент запаса крутящего момента К1,311,19

Коэффициент запаса крутящего момента по технической характеристике двигателя находят из её данных:

где Мемах - максимальный крутящий момент по технической характеристике (см. таблицу 2.7);

Ме ном - крутящий момент при частоте вращения .

Коэффициент запаса крутящего момента по расчетам равен:

Мощность, полученная по расчетам (93,3 кВт), незначительно больше паспортной (92 кВт) в 1,5(без изменения степени сжатия, ). Это связано с применением средней системы наддува (). В связи с этим температура и давление в конце сжатия соответственно равны рс=13,82 МПа и Тс=1232,81 К. Поэтому может возникнуть перегрев деталей; ускоряется процесс горения, повышается жесткость работы дизеля и возрастают ударные нагрузки на детали.

Чтобы избежать различные отрицательные факторы, можно несколько уменьшить степень сжатия, например, с 21 до 16, тем самым получится:

;

.

Также можно увеличить на номинальном режиме (), использовать термостойкие материалы, установить промежуточное охлаждение между компрессором и впускным трубопроводом двигателя, тем самым уменьшается температура газов перед турбиной, снижаются тепловые напряжения деталей, способствует улучшению массового наполнения цилиндров.

В принципе такой способ повышения мощности возможен и, на мой взгляд, лучшим способом избежать отрицательные факторы является установка промежуточного охлаждения.

Максимальный крутящий момент, полученный по расчетам (291,28 при n=2000 об/мин), больше паспортного (292 при n=2000 об/мин) в 1,5 раза. Это объясняется повышенным коэффициентом запаса крутящего момента К (К=1,19). Следовательно динамические свойства двигателя улучшаются, тем самым двигатель имеет хорошую приемистость на переходных режимах. Высокий коэффициент запаса крутящего момента К объясняется установкой на двигатель системы надува с промежуточным охлаждением.

Удельный расход топлива при nном=4000 об/мин равен 221,3 г/(кВтч), =210,24 г/(кВтч) при n=3000 об/мин. Удельный расход топлива понижен на 5 % (лучший образец значений удельного эффективного расхода топлива=200-210 г/(кВт ч)). Это можно объяснить улучшенной системой смесеобразования: увеличение давления впрыска топлива через форсунки, установлены наиболее выгодные фазы впрыска топлива, в эксплуатации использован хороший исправный ТНВД и др.

5. Расчёт системы охлаждения

.1 Общие положения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы. Большая часть отводимой теплоты воспринимается системой охлаждения, меньшая - системой смазки и непосредственно окружающей средой.

В зависимости от рода используемого теплоносителя в транспортных двигателях применяют систему жидкостного и воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества используют воду и некоторые другие высококипящие жидкости, а в системе воздушного охлаждения - воздух. Наибольшее применение в ДВС находит жидкостная система охлаждения.

При расчёте системы жидкостного охлаждения находят количество жидкости, циркулирующее в системе в единицу времени, теплопередающую поверхность жидкостного радиатора, ряд конструктивных и эксплуатационных параметров жидкостного насоса и вентилятора.

Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения двигателя:

м3/с

здесь Qохл - количество теплоты, отводимое в охлаждающую среду (см. тепловой баланс двигателя).

ДТж - разность температур жидкости на входе и выходе из радиатора, ДТж=8-14 К.

сж и сж - теплоемкость и плотность охлаждающей жидкости. Для низкозамерзающих жидкостей можно принять сж = 4000 Дж/(кг·К), сж ? 1070 кг/м3.

Расчетная производительность насоса определяется с учетом утечек жидкости из нагнетательной полости во всасывающую:

м3/с

где з = 0.8 - 0.9 - коэффициент подачи.

Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

кВт [0.005ч0.01 Ne]

зм=0.7 - 0.9 - механический КПД жидкостного насоса,

сж - напор, создаваемый жидкостным насосом, сж=0.10-0.15 МПа.

.2 Жидкостный радиатор

Радиатор представляет собой теплообменный аппарат для воздушного охлаждения жидкости, поступающей от нагретых деталей двигателя. Расчет радиатора состоит в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи теплоты от жидкости к окружающему воздуху, массового расхода жидкости через радиатор и количества обдувочного воздуха.

Поверхность охлаждения радиатора:

(м2)

где К - коэффициент теплопередачи радиатора, К=100ч160 Вт/(м2 · К);

Tср.ж - средняя температура жидкости в радиаторе, Tср.ж. =358ч365 К;

Тср.в - средняя температура воздуха, проходящего через радиатор, Тср.в=323ч328 К.

Массовый расход жидкости через радиатор:

кг/с

сж - средняя теплоемкость жидкости (см. выше)

Gж - температурный перепад жидкости (см. выше).

Количество воздуха проходящего через радиатор, определяется из условия Qохл=Qв, т.е. вся отводимая от двигателя теплота передаётся охлаждающему воздуху.

(кг/с)

Температурный перепад ДТв воздуха в решетке радиатора составляет 20-30 К. Средняя теплоемкость воздуха св=1000 Дж/(кг·К).

.3 Вентилятор

Вентилятор служит для создания направленного воздушного потока, обеспечивающего отвод теплоты от радиатора.

Производительность вентилятора определяется исходя из количества воздуха, проходящего через радиатор:

м3/с

св - плотность воздуха

кг/м3

где ро =0,1 МПа - давление окружающей среды;

Rв=287 Дж/(кг·К) - универсальная газовая постоянная для воздуха;

Тср.в. - средняя температура воздуха в радиаторе (см. выше).

Мощность привода вентилятора:

кВт

здесь ДРтр - аэродинамическое сопротивление конструкции радиатора, ДРтр=0.6ч1.0 кПа.

зв - кпд вентилятора. Для клёпанной конструкции зв=0.32ч0.40 (бензиновый двигатель), для литой конструкции зв =0.55ч0.65 (дизель).

Диаметр вентилятора:

м

где фронтовая поверхность радиатора:

м2

скорость воздуха перед радиатором следует принять щв=15-25 м/с.

Окружная скорость вентилятора зависит от создаваемого им напора и конструктивных особенностей:

, м/с [70-100]

где коэффициент цл для плоской формы лопастей принимается цл =2.8ч3.5.

Частота вращения вентилятора при известной окружной скорости

,об/мин.

Список использованной литературы

1 Энергетические установки транспортной техники. (курсовое проектирование): - Учебное пособие / Е.К. Ордабаев, А.Б. Байгушкарова, Т.Р. Джармухаметов, - Павлодар: Инновац. Евраз. ун-т, 2009.-88 с.

Энергетические установки подвижного состава: учебник/ В.А. Кручек, В.В. Грачёв, В.В. Крицкий. - М.: Издательский центр «Академия», 2006. - 352 с.

Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие для вузов/ А.И. Колчин, В.П. Демидов - М.: Высшая школа, 2002 г. -496 с.

Двигатели внутреннего сгорания: учебник в 3 кн./ Под ред. В.Н. Луканина. -М.: Высшая школа, 1995.

Автокаталог. Модели 1999 г. - М.: За рулём, 1998 г. - 384 с.

Володин А.И. Локомотивные двигатели внутреннего сгорания - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Транспорт, 1990. - 256с.

Топлива, смазочные материалы, технические жидкости. Ассортимент и применение: Справочник/ Под ред. В.М. Школьникова. М.: Изд. Центр «Техинформ», 1999 - 596 с.

Введение Создание современного транспортного двигателя, отвечающего высоким требованиям динамичности, топливной экономичности и экологии - сложный и мног

Больше работ по теме: