Проектирование бензинового двигателя для легкового автомобиля

Оглавление

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание на  курсовой  проект.

Спроектировать бензиновый двигатель для легкового автомобиля с следующими показателями: номинальная мощность Ne=70 кВт; номинальная частота вращения nн=5800 мин–1. Прототипом выбираем двигатель ВАЗ 2112.

1. Технический проект двигателя

1. Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта

Степень сжатия - отношение полного объёма цилиндра Vа = (Vh + Vc) к объёму камеры сгорания Vс. Этот параметр оказывает существенное влияние на индикаторные и эффективные показатели двигателя, заметно увеличивая теплоиспользование, индикаторный КПД и среднее индикаторное давление. Для бензиновых ДВС степень сжатия составляет e = 8,0…12,5. Пределы увеличения степени сжатия лимитируются возникновением детонации. При детонации резко возрастают тепловые нагрузки, увеличивается выделение NОХ и СН. Принимаем e = 9,8, обусловленную применением бензина с октановым числом не менее 93 единиц по исследовательскому методу.

Коэффициент избытка воздуха – отношение количества воздуха, фактически поступившего в цилиндр, к теоретически необходимому для полного сгорания 1 кг топлива. У бензиновых ДВС с впрыском топлива и наличием нейтрализатора коэффициент избытка воздуха равен a » 1,0, так как именно при таком составе рабочей смеси обеспечиваются наилучшие условия для работы нейтрализатора.

Коэффициент дозарядки при наполнении для современных двигателей может составлять jдоз = (0,88…1,15). Он характеризует величину дозарядки, т.е. дополнительного наполнения цилиндра после прохода поршнем НМТ. Дозарядка цилиндра свежим зарядом в основном зависит от соответствующего подбора фаз газораспределения (прежде всего от величины угла опаздывания закрытия впускного клапана), длины впускного тракта и частоты вращения коленчатого вала. При удачно выбранных вышеуказанных параметрах дозарядка на номинальном режиме работы двигателя может достигать 12…15%, т.е.  
jдоз = (1,12…1,15). Однако при уменьшении частоты вращения коэффициент дозарядки уменьшается, а при минимальной частоте вращения вместо дозарядки наблюдается обратный выброс, достигающий 5…12%, то есть jдоз = (0,88…0,95). Принимаем коэффициент дозарядки на режиме номинальной мощности jдоз н = 1,04, а на режиме максимального крутящего момента jдоз М = 1,02.

Температуру на впуске принимаем равной температуре при стандартных атмосферных условиях  Тк = Т0 = 293 К.

Давление во впускном трубопроводе принимаем равным атмосферному давлению рк н = р0 = 0,1013 МПа.

 Давление остаточных  газов принимается pr = (1,05...1,25)·p0 для двигателей без наддува и с наддувом и выпуском в атмосферу. Принимаем pr = 0,12 МПа.

В процессе наполнения температура свежего заряда несколько увеличивается из-за подогрева от горячих деталей двигателя. Величина подогрева DT зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, наличия или отсутствия специального устройства для подогрева, быстроходности двигателя и наличия наддува. Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда, ухудшая тем самым наполнение цилиндров. При правильно сконструированной системе газообмена, подогрев свежего заряда у бензиновых ДВС с системой распределённого впрыска топлива составляет 3…10 OC. С учётом возможных улучшений конструкции системы впуска принимаем DT = 5 OC.

Коэффициент сопротивления на впуске

xвп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесённый к наиболее узкому её сечению, xвп = 1,15

Величина коэффициента использования теплоты в точке Z xz выражает долю низшей теплоты сгорания топлива, используемую на изменение внутренней энергии газа и на совершение им работы. Значение коэффициента xz принимается на основе экспериментальных данных  в  зависимости от конструкции двигателя, режима его работы, системы  охлаждения, формы камеры сгорания, способа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения коленчатого вала.  По опытным данным величина xz при работе бензинового двигателя с полной нагрузкой изменяется в пределах (0,80…0,95).  Меньшие значения  характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина xz повышается за счёт сокращения потерь теплоты от газов в стенки, выбора рациональной формы камеры сгорания, уменьшения догорания в процессе расширения и выбора коэффициента избытка воздуха, обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования  теплоты xz зависит также от скоростного и нагрузочного  режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения. Принимаем xz = 0,90, учитывая хорошие условия смесеобразования и компактную камеру сгорания.

Средняя скорость движения поршня определяется по формуле:

на номинальном режиме:

Cm н = S · n / 30 = 0,071 · 5600 / 30 = 13,25 м/с.

на режиме максимального крутящего момента:

Cm М = S · n / 30 = 0,071 · 3700 / 30 = 8,75 м/с.

Выбор отношения S/D даёт возможность влиять на габаритные размеры и массу двигателя. Оно характеризует ход поршня и непосредственно связано со скоростью поршня. В зависимости от величины S/D различают короткоходные (S/D<1) и длинноходные (S/D>1) двигатели.  При переходе к короткоходным двигателям снижается высота двигателя и его масса, увеличивается индикаторный КПД и коэффициент  наполнения,  уменьшается скорость поршня, что приводит к уменьшению износа деталей двигателя. Для современных бензиновых двигателей отношение S/D = 0,7...1,3. Сохраняем параметры прототипа и принимаем отношение S/D = 0,8452.

Принимаем следующие данные для расчёта цикла:

В скобках указаны значения для режима максимального крутящего момента.

Давление во впускном трубопроводе Рк = 0,1013 МПа

Температура во впускном трубопроводе Тк = 293 К

Степень сжатия e = 9,2

Коэффициент избытка воздуха a = 1,0

Коэффициент дозарядки jдоз = 1,04 (1,02)

Подогрев свежего заряда от стенок DT = 5 К

Коэффициент использования теплоты в точке Z xz = 0,90

Число цилиндров i = 4

Частота вращения n = 5800 (3700) мин-1

Радиус кривошипа r = 0,0 (0,0355) м

Диаметр цилиндра D = 0,0 (0,084) м

Эффективная мощность двигателя Nе = 70,0 (0) кВт

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 0,8452

Механический КПД………………………………………………………………….. =0.82 (0.87)

Тепловой расчёт проведён по программе BENDN

2. Анализ вычисленных параметров

Коэффициент остаточных газов - отношение количества остаточных газов в цилиндре к моменту окончания впуска к количеству свежего заряда. Полученное значение на режиме номинальной мощности gr н = 0,038, на режиме максимального крутящего момента gr М = 0,039. В бензиновых двигателях без наддува величина коэффициента остаточных газов находится в пределах gr = 0,03…0,10. С увеличением gr уменьшается количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска. При возрастании степени сжатия e и температуры остаточных газов Тr величина gr уменьшается,  а с увеличением давления остаточных газов и частоты вращения - возрастает.

Коэффициент наполнения hv - отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндры двигателя, к тому его количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объёме при давлении и температуре заряда перед впускными органами. Полученное значение hv = 0,858. Для современных бензиновых двигателей коэффициент наполнения на номинальном  режиме равен hv = 0,80...0,94. Коэффициент наполнения hv зависит от тактности  двигателя, его быстроходности и совершенства системы газораспределения.

Показатель политропы характеризует степень теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра.

Показатель политропы сжатия n1 = 1,377. Значения показателей политропы сжатия n1 для современных бензиновых двигателей находятся в следующих пределах n1 = (1,32…1,40). На величину n1 влияют утечки заряда через неплотности в кольцах и в систему охлаждения. В двигателях с жидкостным охлаждением при прочих равных условиях значение n1 ниже,  чем  в  двигателях с воздушным охлаждением. Это объясняется тем, что при жидкостном охлаждении температура теплопередающей поверхности цилиндра и его головки ниже, теплоты от заряда отводится больше, и, поэтому, n1 имеет более низкие значения.

Показатель политропы расширения n2 = 1,205. Для бензиновых двигателей он находится в пределах n2 = (1,23…1,30). Величина среднего показателя  политропы расширения n2 возрастает с увеличением коэффициента  использования теплоты, отношения хода поршня S к диаметру цилиндра D и интенсивности охлаждения. С ростом нагрузки и увеличением линейных  размеров цилиндра (при S/D = const) n2 уменьшается.

Максимальное давление цикла. Максимальное значение давления сгорания Pz в основном лимитируется герметичностью надпоршневого пространства, то есть герметичностью стыка «цилиндр - головка цилиндра». Для современных бензиновых двигателей  без наддува максимальное давление цикла составляет Pz = 6,0…10,0 МПа. Полученное значение на режиме номинальной мощности Pz н = 7,80 МПа, а на режиме максимального крутящего момента Pz М = 7,808 МПа.

Значение температуры в конце сгорания равно Тz н = 2931 К на режиме номинальной мощности и Тz М = 2813 К на режиме максимального крутящего момента. Для аналогичных двигателей Тz = 2400...2900 К.

Среднее индикаторное давление - условное постоянно действующее избыточное давление, при котором работа газов за один ход поршня равна индикаторной работе за цикл. Физически среднее индикаторное  давление представляет собой индикаторную работу за цикл, приходящуюся на единицу рабочего объёма цилиндра. Полученное значение pi н = 1,24 МПа на режиме номинальной мощности и pi М = 1,21МПа на режиме максимального крутящего момента. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува  
pi = 0,6…1,6 МПа.

Индикаторный КПД цикла двигателя - отношение теплоты, преобразованной в индикаторную работу, ко всей теплоте, введённой в двигатель с топливом. Полученное значение на режиме номинальной мощности hi н = 0,398, а на режиме максимального крутящего момента hi М = 0,400. Для  четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува  
hi = 0,26…0,40.

Удельный индикаторный расход топлива - количество топлива, израсходованное двигателем при индикаторной мощности 1 кВт за час работы. Полученные значения  
gi н = 205.7 г/(кВт·ч) и gi М = 204.6 г/(кВт·ч).

Среднее эффективное давление - часть среднего индикаторного давления, соответствующая работе, затрачиваемой на привод потребителей мощности. Полученное значение рe н = 0.993 МПа на режиме номинальной мощности и рe М = 1,04 МПа на режиме максимального крутящего момента. Для бензиновых двигателей без наддува  
рe = 0,60…1,30 МПа.

Эффективный КПД цикла двигателя - отношение теплоты, эквивалентной эффективной работе, ко всей теплоте, введённой в двигатель с  топливом. Полученные значения he н = 0.326 и he М = 0.348. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува  
he = 0,25…0,33.

Удельный эффективный расход топлива - количество топлива,  израсходованное двигателем при эффективной мощности 1 кВт за час  работы. Полученное значение  
ge н = 250, 9 г/(кBт·ч) на режиме номинальной мощности и ge М = 235.2 г/(кBт·ч) на режиме максимального крутящего момента.  Для бензиновых двигателей значение  
ge = 240…300 г/(кBт·ч).

Механический КПД - отношение эффективной мощности двигателя к индикаторной. Полученное значение hм н = 0,82 на режиме номинальной мощности и hм М = 0,87 на режиме максимального крутящего момента. Механический КПД оценивает механические потери в двигателе.

 

2.  Динамический расчёт двигателя

 

1. Исходные данные для динамического расчёта

Принимаем исходные данные такими же, как у прототипа (ВАЗ-2112).

Масса поршневой группы mп = 0,490 кг

Масса шатуна mш = 0,743 кг

Длина шатуна lш = DL = 0,120 м

Диаметр шатунной шейки Dшш = DH = 48,0 мм

Рабочая длина шатунной шейки lшш = DLH = 18,0 мм

Диаметр коренных шеек Dкш = DK = 50,0 мм

Рабочая длина коренной шейки lкш = DLK = 21,0 мм

 

 

1.2.3. Уравновешивание двигателя 

               

Рис.2. Уравновешивание двигателя (расчетная схема)

      Рис.2. Схема  сил инерции, действующих в рядном 4-х цилиндровом двигателе

Условия уравновешенности:

                   å Kr =0;    å Рi1 =0;     å Рi2 =0;

                   å Мr=0;    å Мi1=0;    å Мi2 =0;

Двигатель полностью уравновешен, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры постоянны по величине и направлению.

     Для рядного  четырехцилиндрового двигателя:

         Центробежные силы инерции для  всех цилиндров равны и взаимно  уравновешенны. Равнодействующая и момент этих сил равны нулю:  å Kr =0; å Мr =0.

         Силы инерции первого порядка  и их моменты при данной  конструкции коленчатого вала взаимно уравновешиваются: åРi1=0;    åМi1=0.

        Силы  инерции 2го порядка для всех  цилиндров равны и направленны  в одну сторону.

åРi2мах=4Рi2мах=l с cos 2j+2 l с cos2(180+j)+lсcos 2(360+j)=4lс cos2j,

где   с=mi R w2;    w= p n /30=586 c-1;      l= R /Lш =0,0355/0,120=0,3;     j=00,

 тогда    å Рi2 мах=4*0,3*0,7125*0,0355*5862*10-3=10,4 кН.

        Суммарный  момент сил инерции второго  порядка равен нулю: å Мi2 =0.

Вывод: неуравновешенными остались только силы инерции второго порядка. Их можно уравновесить только с помощью дополнительных балансирных валов, вращающихся с удвоенной частотой вращения, но в связи с незначительной величиной Рi2 и с целью упрошения конструкции они оставлятся неуравновешенными.