147647 (Тепловой расчет двигателя автомобиля)

Введение

Автомобили в структуре современного промышленного и сельскохозяйственного производства являются мобильными транспортными средствами, получившими широкое распространение. От знания устройства автомобилей и умение грамотно эксплуатировать их во многом зависит эффективное и экономичное использование транспортных средств.

При изучении дисциплины «Автомобили» рассматриваются конструкции основных современных автомобилей и их двигателей, теория, конструирование и расчет двигателей и автомобилей.

Проведение практических расчетов закрепляет основы теории и расчёта автомобилей и позволяет освоить основные технические показатели и характеристики автомобилей.

Составной частью курсовой работы является проведение теплового расчёта двигателя проектируемого автомобиля. Тепловой расчёт позволяет аналитически с достаточной степенью точности определить основные параметры вновь проектируемого или модернизируемого двигателя, а также оценить индикаторные и эффективные показатели его работы. Результаты теплового расчёта ДВС в дальнейшем используются для расчёта и построения теоретической внешней скоростной характеристики двигателя, в свою очередь используемую при расчёте динамики автомобиля.

1. Определение необходимой мощности двигателя

При установившемся движении мощность автомобиля расходуется на преодоление сопротивления дороги и воздуха.

где G_a, G_r – вес автомобиля и груза, Н;

P_w – сила сопротивления воздуха при скорости движения V (м/с), Н;

_тр – КПД трансмиссии; (0.8 – 0.92) _тр=0,82

f – осредненный коэффициент сопротивления качению, который обычно находится экспериментально для определенных дорожных условий и шин. f=0,025–0,035, принимаем f=0,025

P_w = k F V²

где k – коэффициент обтекаемости, Н с²/м⁴ принимаем k=0.5

F – площадь лобового сопротивления, м²

F=B_r•H_r=1.65•2.15=3.5 м²

B_r, H_r – габаритные ширина и высота, м;

P_w=0.5•3.5•376.36=667.5 H

кВт

2. Тепловой расчёт двигателя

Выбор исходных данных для расчёта рабочего цикла двигателя.

Для выполнения теплового расчёта использовалась программа на ЭВМ, разработанная по методике, изложенной в [1].

Элементарный состав топлива

Жидкое моторное топливо нефтяного происхождения характеризуется следующим элементарным составом (по массе)

C+H+O=1 кг

где C, H, O – содержание соответственно углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

При выполнении расчётов рабочего цикла двигателя кроме элементарного состава топлива следует задать удельную низшую теплоту сгорания Q_н и среднюю молярную массу m_т топлива.

C=0.855 кг

H=0,145 кг

Q_н=115 г./моль

m_т=44000 кДж/кг

Коэффициент избытка воздуха

Коэффициент избытка воздуха a определяет состав горючей смеси. Его значение зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя. Коэффициент избытка воздуха влияет на количество выделяемой теплоты и состав продуктов сгорания.

Рекомендуемые величины a для номинального режима работы: карбюраторных бензиновых двигателей – 0,85–0,95; принимает a=0.85

Степень сжатия

В двигателях с воспламенением от электрической свечи значение ε ограничивается по условию предупреждения явления детонации и выбор её зависит от антидетонационных свойств топлива. Большое значение для бездетонационной работы карбюраторного двигателя имеют также материалы, применяемые при изготовлении камеры сгорания. Например, замена чугунной головки блока на алюминиевую позволяет повысить ε на 0,5, а замена чугунного поршня на алюминиевый – на 0,4…0,7. Характерные величины степени сжатия ε: для бензиновых карбюраторных двигателей – 6…11; принимаем ε=6,69899

Подогрев заряда

Степень подогрева заряда Т – изменение его температуры при движении по впускному тракту и внутри цилиндра. Значение подогрева заряда Т зависит от конструкции и установки на двигателе впускного трубопровода, организации его подогрева и скоростного режима двигателя. Повышение Т улучшает процесс испарения топлива, но при этом снижается плотность заряда, что отрицательно влияет на наполнение цилиндров и мощность двигателя.

Для четырехтактного автотракторного двигателя значение Т принимают в следующих пределах:

• для карбюраторных двигателей – I0…30 К, Т=10 К; принимаем Т=10К

Давление и температура остаточных газов

Температура остаточных газов для карбюраторных двигателей 900–1100 К. Давление остаточных газов зависит от числа и расположения клапанов, сопротивления впускного и выпускного трактов, фаз газораспределения, частоты врaщения и нагрузки двигателя, способа наддува и других факторов и определяется давлением среды в которую происходит выпуск отработавших газов, то есть давлением окружающей среды при выпуске в атмосферу или давлением перед турбиной при газотурбинном наддуве.

Для автотракторных двигателей без наддува при выпуске в атмосферу давление остаточных газов принимают: P_r=(1,05 … 1,25) P₀,

где P₀ – давление окружающей среды, P₀ = 0,1013 МПа.

P_r=0,108 МПа.

Понижение давления на впуске

У четырёхтактных автотракторных двигателей значение P_a составляет: для карбюраторных двигателей – (0,05–0,2) P_k

Показатель политропы сжатия

Ориентировочные значения показателя политропы сжатия для современных автотракторных двигателей находятся в следующих пределах: для карбюраторных двигателей (при полном открытии дроссельной заслонки) – 1,34…1,39; принимаем n₁=1.34

Показатель политропы расширения

Ориентировочные значения среднего показателя политропы расширения для современных автомобильных и тракторных двигателей при номинальной нагрузке находится в пределах: для карбюраторных двигателей – 1,23–1,30; принимаем n₂=1.25

Коэффициент использования теплоты

Коэффициент использования теплоты для современных автотракторных двигателей находится в следующих пределах: для карбюраторных двигателей – 0,85–0,95; принимаем ξ=0,85

Коэффициент полноты диаграммы

Коэффициент полноты диаграммы принимают: для карбюраторных двигателей – 0,94–0,97; принимаем φ_п=0,949

3. Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Расчет внешней скоростной характеристики двигателя проектируемого автомобиля ведем по источнику [6] с. 26 – 27, а также при помощи компьютерной программы для данного расчета.

Согласно исходным данным получаем соответствующие параметры внешней скоростной характеристики.

Графический материал прилагается.

4. Подбор передаточных чисел трансмиссии

Передаточное число трансмиссии состоит из трех составляющих:

i_тр=i_k•i_д•i₀,

где i_k – передаточное число коробки передач (на высшей передаче), по НИИАТ i_k=1

i₀ – передаточное число главной передачи;

i_д – передаточное число в дополнительной коробке – делителе, i_д=1,25 (1 – 1.5).

Максимальную скорость автомобиль развивает на высшей передаче:

V=2•π•r_k•n_н/i_тр,

где r_k – радиус качения колеса.

Отсюда i₀=2•π•r_k•n_н/i_k•i_д•V.

Для определения радиуса качения колеса находится нормальная нагрузка на одну шину полностью нагруженного автомобиля:

;

,

где R_з1, R_п1 – нагрузка на одну шину задней и передней оси соответственно, Н;

m_а и m_г – масса автомобиля и груза соответственно, кг;

n_шз и n_шп – число шин задней и передней оси соответственно;

β – степень загруженности задней оси: β=R_з/R₀,

где R_з – масса, приходящаяся на заднюю ось автомобиля – прототипа с грузом (полная масса), кг.

R₀ – общая масса автомобиля-прототипа с грузом.

β= 3610/5170=0.698

По нагрузке на одну шину подбирается её модель. Принимаем шину 235–15/9,35–15, [1]

Затем определяется радиус качения колес с учетом коэффициента вертикальной деформации шины.

r_k=0.5•d+λ_см•H

где λ_см – коэффициент вертикальной деформации шины (коэффициент смятия); λ_см=0,8–0,85; [1]

принимаем λ_см=0,82

Н – высота профиля, м; Н=В•0,82=0,1927

d – посадочный диаметр обода, м; d=0,381 м;

r_k=0,5•0,381+0,82•0,1927=0,3485 м

i₀=2•π•r_k•n_Н/i_k2•V

n_H=2580 об/мин=43 об/с

V=70 км/ч=19,44 м/с

i_0(расч)=2•3,14•0,3485•43/19,44=4,84

уточним i_0(расч), принимаем z₁=15

z₂=z₁•i_0(расч)

z₂=15•4.84=72.6; принимаем z₂=73

i_0(уточ)=z₂/z₁

i_0(уточ)=73/15=4.86

Максимальная окружная сила, определяемая сцеплением колес с дорогой реализуется на низких передачах при малых скоростях движения, при которых

R_{k max}=φ•λ_k•G

где λ_k – коэффициент нагрузки ведущих колес движущегося автомобиля.

λ_k=K•λ_ст;

где К – коэффициент перераспределения нагрузки по осям при разгоне с максимальным ускорением, при приводе на заднюю ось К=1,05–1,12 [1]; принимаем К=1,08

λ_ст=G_B/G

λ_ст=0,698

λ_к=1,08•0,698=0,75

φ – коэффициент сцепления для сухой грунтовой поверхности, φ=0,65–0,7; принимаем φ=0,68

Максимальный динамический фактор автомобиля:

D_max=φ•λ_k

D_max=0,68•0,698•108=103

Отсюда передаточное число в КПП на первой передаче:

где z – число степеней коробки передач; z=4

Передаточные отношения на следующих передачах определяются по формулам:

i_k2 = i_k1/q = 10.6/2.2 = 4.8

i_k3 = i_k2/q = 4.8/2.2 = 2.2

i_k4 = i_k3/q = 2.2/2.2 = 1

Уточним передаточные числа:

Для первой передачи

i_k1^// = i_k1/i_k1^/ = 10.6 / 2 = 5.3

i_k1 = 10.6

i_k1^/ = 2

принимаем z₁ = 34

z₂ = z₁•i_k1^/ = 34•2 = 68

∑z = 34+68 = 102

z₃ = ∑z / (1+i_k1^//) = 102/(1+5.3) = 16.199 ≈ 16

z₄ = ∑z – z₃ = 102 – 16 = 86

i_k1^// = z₄ / z₃ = 5.375

i_k1(уточ) = i_k^/ • i_k1(уточ)^// = 2 • 5.375 = 10.75

Для второй передачи

i_k2^// = i_k2^/i_k1^/ = 4,8 / 2 = 2.4

i_k2 = 4.8

i_k2^/ = 2

∑z = 102

z₅ = ∑z / (1+i_k2^//) = 102 / (1+2.4) = 30

z₆ = ∑z – z₅ = 72

i_{k2 (уточ)}^// = z₆ / z₅ = 2.4

i_k2(уточ) = i_k2^/ • i_k2(уточ)^// = 2 • 2.4 = 4.8

Для третьей передачи

i_k3^// = i_k3 / i_k3^/ = 2.2 / 2 = 1.1

i_k3 = 2.2

i_k3^/ = 2

∑z = 102

z₇ = ∑z / (1+i_k3^//) = 102 / (1+1.1) = 48.57 ≈ 48

z₈ = ∑z – z₇ = 102 – 48 = 54

i_k3(уточ)^// = z₈ / z₇ = 1.1

i_k3(уточ) = i_k3 • i_k3(уточ)^// = 2 • 1.1 = 2.2

i_{тр (на 1)} = 10.75 • 1 • 4.84 = 52.03

i_{тр (на 2)} = 4.8 • 1 • 4.84 = 23.232

i_{тр (на 3)} = 2.2 • 1 • 4.84 = 10.65

i_{тр (на 4)} = 1 • 1 • 4.84 = 4.84

5. Динамический расчёт автомобиля