|
Реферат: Расчёт рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания автотракторного типа с помощью персональной ЭВМ (Транспорт)
Теория и методика решения задачи
Задача сформулирована в прямой постановке, когда известны основные
данные двигателя (диаметр цилиндра, ход поршня, степень сжатия, тип камеры
сгорания), а также вид топлива и требуется определить показатели его
эффективности и экономичности. На основе разработанной физико-
математической модели (ФММ) с помощью персональной ЭВМ получают:
. расчётную индикаторную диаграмму двигателя, для этого рассчитываются
функции V(?); m(?); T(?); P(?);
. цикловые показатели двигателя (индикаторную работу цикла Li,
индикаторную мощность Ni);
. удельные цикловые показатели (среднее индикаторное давление pi;
индикаторный КПД ?i; удельный индикаторный расход топлива gi);
. данные о влиянии определенного фактора Z (конструктивного, режимного,
регулировочного, эксплуатационного и т.д.) на показатели двигателя и
на состояние рабочего тела в цилиндре.
Решение поставленной задачи завершается общей оценкой технических
качеств двигателя, а также принятием инженерного решения (или выдачей
рекомендаций) о рациональном выборе конкретных конструктивных,
регулировочных и других характеристик. Если последнее невозможно, то
ограничиваются констатацией выявленного влияния фактора Z на конечные
результаты и объяснением физических причин этого влияния.
Методы решения задачи
Задача решается с помощью физико-математической модели 2-го уровня,
включающей дифференциальные и конечные уравнения для определения четырёх
параметров состояния рабочего тела (объёма V, массы m, температуры T и
давления P). При разработке модели приняты следующие допущения:
1) процессы газообмена (выпуска, продувки, впуска) не рассчитываются,
так как они протекают при малых перепадах давлений и вносят незначительный
энергетический вклад в сравнении с другими процессами; влияние этих
процессов на показатели двигателя учитывают на основе статистических данных
путём выбора
начальных условий;
2) теплоёмкости рабочего тела принимаются различными для свежего заряда
и для продуктов сгорания, но неизменными для процесса сжатия, а также для
процессов сгорания-расширения; указанные теплоёмкости выбраны средними в
диапазоне температур и состава рабочего тела;
3) температуры ограничивающих стенок (поршня, крышки и цилиндра)
считаются одинаковыми в течение цикла;
4) параметры рабочего тела являются неизменными по объёму в любой
момент времени;
Система дифференциальных уравнений дополнена соотношениями,
описывающими реальные процессы сгорания и теплообмена со стенками. Решается
система уравнений на персональной ЭВМ методом Эйлера. Начальные условия
(параметры рабочего тела в цилиндре в начале счёта-Va, ma, Ta, Pa) задают,
пользуясь опытными статистическими данными, и уточняют с помощью уравнения
состояния. Граничные условия (давление Pk и температура Tk на впуске,
давление Pт и температура Tт на выпуске, температура Tw ограничивающих
стенок) оценивают по экспериментальным материалам. Уравнения выражают
зависимости параметров рабочего (V, m, T, P) и некоторых других
характеристик (закономерностей сгорания и теплообмена) от угла поворота
коленчатого вала ?. Начало отсчёта угла ? выбирают в начале такта впуска
при положении поршня в ВМТ, поэтому рас-
чёт рабочего цикла ведут в диапазоне ?=180…450°. Шаг интегрирования
выбирают в пределах ??=1..5°.
Физико-математическая модель рабочего цикла
Основная система уравнений включает кинематические соотношения,
характеризующие изменение объёма и поверхности цилиндра, уравнения
материального и энергетического баланса, а также уравнения состояния
рабочего тела.
Объём цилиндра изменяется в соответствии с закономерностями кривошипно-
шатунного механизма (первое кинематическое уравнение):
[pic], (1)
где Vc-объём камеры сжатия, м3;
Fп-площадь поршня, м2;
rk-радиус кривошипа, м;
?k-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Путём дифференцирования соотношения (1) получим приращение объёма:
[pic] (2)
которое представляет собой первое кинематическое уравнение в
дифференциальной форме.
Так как процессы газообмена не рассматриваются, то масса рабочего тела
в цилиндре изменяется только за счёт испарения и сгорания топлива. В
дизельном двигателе топливо поступает в цилиндр в жидком виде, и в таком
состоянии оно
рабочим телом не является. Затем топливо испаряется и сгорает, образуя
газообразные продукты сгорания. Различие по времени между испарением и
сгоранием в реальных условиях ДВС невелико, поэтому будем считать, что
увеличение массы рабочего тела за счёт топлива происходит в процессе
сгорания.
Следовательно, приращение массы рабочего тела можно представить в виде:
dm=?mтцЧdx,
(3)
где ?mтц - цикловая массовая подача топлива;
х-доля топлива, сгоревшего в цилиндре к данному моменту времени.
При отсутствии сгорания dx=0 и dm=0, то есть масса рабочего тела
остаётся неизменной. Это наблюдается в процессах сжатия и расширения.
Соотношение (3) является уравнением материального баланса в цилиндре
двигателя внутреннего сгорания.
Уравнение энергетического баланса в цилиндре составлено на основе
первого начала термодинамики для закрытой нетеплоизолированной системы:
[pic], (4)
где Cv - теплоёмкость рабочего тела при постоянном объёме;
dQc - элементарное количество теплоты, подведенное при сгорании;
dQw - элементарное количество теплоты, подведенное от стенок
(отведенное в стенки);
К - показатель адиабат рабочего тела.
Система основных уравнений замыкается с помощью уравнения состояния
рабочего тела, которое может быть использовано в дифференциальной форме:
[pic], (5)
или в конечной:
pV=RmT, (6)
где R - газовая постоянная рабочего тела.
Система уравнений (1)-(6) позволяет рассчитать цикл ДВС, получить
необходимые функции:V(?), m(?), T(?), P(?) и построить индикаторную
диаграмму. Для этого дополняют соотношениями, описывающими закономерности
сгорания и теплообмена.
Элементарное количество теплоты, подведенное к рабочему телу при
сгорании:
dQc=HuЧ?mтцЧdx, (7)
где Hu - действительная теплота сгорания топлива, зависящая от рода топлива
и состава смеси (соотношения между количеством топлива и воздуха в смеси).
Величина Hu в свою очередь равна:
при ? ? 1 Hu=Huт
при ? < 1 Hu=Huт-120Ч106(1-?)Lo, (8)
где ? - коэффициент избытка воздуха;
Huт - теоретическая теплота сгорания (при полном сгорании топлива);
Lo - теоретически необходимое мольное количество воздуха для
сгорания 1 кг топлива.
Закономерность тепловыделения при сгорании описывается эмпирической
формулой Вибе, полученной путем обработки многочисленных опытных
индикаторных диаграмм многих двигателей:
[pic] (9)
где m1 - эмпирический показатель сгорания, зависящий от типа двигателя
(способа смесеобразования);
?с,?z - углы поворота вала двигателя, соответствующие началу и концу
сгорания.
Коэффициент 6,908 в уравнении (9) получен при условии, что к концу
сгорания доля сгоревшего топлива составляет 0,999. Расчёт функции х ведут в
диапазо не ?c ? ? ? ?z, в других случаях, когда ? < ?с или ? > ?z,
принимают dx=0, что соответсвует отсутствию сгорания.
Элементарное количество теплоты, подведенное к рабочему телу за счёт
теплообмена со стенками, выражается с помощью формулы Ньютона-Рихмана:
[pic] (10)
где ?w - коэффициент теплоотдачи;
Fw - поверхность теплоотдачи;
Tw - температура стенок;
? - угловая скорость вращения вала.
В течение рабочего цикла ДВС возможны соотношения Tw >< Т. Если Tw>Т,
то dQw>0, это означает, что тепловой поток направлен от стенок к рабочему
телу. Если Tw < Т, то dQw < 0, и тепловой поток направлен от рабочего тела
в стенки.
В формуле (10) величина Tw представляет собой осреднённую температуру
поверхностей. В случаях, когда температуры основных деталей (поршня,
крышки, цилиндра, клапанов) сильно отличаются, учитывают локальные условия
теплообмена и формулу записывают в виде:
[pic] (11)
где i - количество различных поверхностей теплообмена.
Площади поверхностей поршня и крышки зависят от их размеров и
конфигурации и для данного двигателя постоянны, а площадь поверхности
цилиндра является функцией угла поворота вала, что выражается вторым
кинематическим уравнением:
[pic], (12)
где D - диаметр поршня, м;
So - минимальное расстояние между поршнем и крышкой при положении поршня в
ВМТ, м; во многих случаях величиной So можно пренебречь ввиду её малости.
Коэффициент теплоотдачи ?w зависит от условий теплообмена на границе
газ-стенки, то есть от многих факторов. Его определяют по эмпирическим
зависимостям. В данной методике использована эмпирическая формула Пфлаума:
[pic], (13)
где ?w - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2ЧК);
Pк - давление наддува;
Pо - атмосферное давление.
При отсутствии наддува считают Pк = Ро.
Конечной целью расчёта является определение мощностных и экономических
показателей двигателя. К мощностным показателям относятся:
индикаторная работа цикла
Li = ?pЧdV,
(14)
среднее индикаторное давление
Pi = Li / Vh,
(15)
где Vh - рабочий объём цилиндра, м3;
индикаторная мощность
Ni = LiЧn / ?,
(16)
где n - частота вращения вала;
? - коэффициент тактности (для четырёхтактных ДВС ?=2).
По формуле (16) определяется мощность в одном цилиндре.
В качестве экономических показателей служат:
индикаторный КПД
[pic], (17)
удельный индикаторный расход топлива, кг/(кВтЧч)
[pic], (18)
Эффективные показатели двигателя определяют, используя механический КПД
?m, который оценивают по статистическим данным:
Pe = PiЧ ?m, Ne = NiЧ ?m,
?e = ?iЧ?m, ge = gi / ?m.
Систему уравнений, приведенную в данном разделе, решают численными
методами с помощью ЭВМ. Для этого составляют алгоритм и программу расчётов.
Реферат на тему: Расчет винта регулируемого шага
Цель: Рассчитать двигательно-движительный комплекс для заданного судна
в заданном режиме работы. Выбрать движитель по серийной диаграмме.
Построить кривую предельных тяг и упоров.
Исходные данные:
1) Судно: Рыбодобывающее обрабатывающее судно типа «Моряна».
2) Главные размерения: Длина между перпендикулярами [pic]
Ширина судна [pic]
Осадка судна [pic]
Коэффициент общей полноты
[pic]
3) Режим работы: Режим траления. Плотность воды [pic]
4) Кривые буксировочного сопротивления представлены на рис 1.
[pic]-режим эксплуатационного рейса на свободном ходу.
[pic]-режим сдаточных испытаний.
[pic] -режим траления.
Кривые буксировочного сопротивления представлены на рис.1.
5) Главный двигатель: Alpha V23
- номинальная мощность: [pic]
- номинальная частота вращения: [pic].
1. Определение исходных расчетных величин.
В данном расчете известным является главный двигатель и расчетные условия
плавания (зависимость буксировочного сопротивления [pic]от скорости хода
[pic]).
[pic]
(1)
[pic]полезная тяга.
Расчетным условием плавания является режим траления. Особенностью расчета
является отсутствие заданной скорости хода, а следовательно и необходимой
полезной тяги. Однако исследования показали, что полезную тягу можно найти
через произведение пропульсивного коэффициента [pic] на коэффициент
механических потерь [pic]при передачи мощности от главного двигателя на
винт.
[pic]открытые винты
(2)
[pic]
(3)
На стадии выбора серийной диаграммы [pic]можно принять: [pic]для режима
свободного хода.
Представив графически (1) и (3) можно найти ожидаемую скорость хода [pic] и
соответствующую ей полезную тягу.
Графики представлены на рис.2.
[pic]
1.1. Габаритный диаметр винта [pic][pic]- для одновальных судов.
(4)
[pic]- осадка судна в месте расположения движителя.
[pic]
[pic].
1.2. Коэффициент попутного потока [pic]:[pic]- формула Хекшера для
траулеров.
[pic]- коэффициент продольной полноты.
[pic]
1.3. Поступательная скорость гребного винта [pic]: [pic]
[pic]- скорость судна в узлах
[pic]
[pic].
(5)
1.4.Коэффициент засасывания[pic]:[pic]
(6)
[pic]- коэффициент засасывания на свободном ходу.
[pic]- формула Хекшера для траулеров. (7)
[pic].
[pic]- коэффициент нагрузки гребного винта по полезной тяге.
[pic]
(8)
[pic]- плотность морской воды.
[pic]- площадь диска гребного винта.
(9)
[pic]
[pic]
[pic]
1.5. Упор гребного винта [pic]: [pic]
(10)
[pic].
2.Выбор расчетной серийной диаграммы.
Выбор осуществляется таким образом, чтобы в первую очередь максимальный
коэффициент полезного действия гребного винта при отсутствии кавитации и
достаточной прочности движителя.
2.1. Минимальное дисковое отношение [pic]из условия отсутствия
кавитации:[pic]
(11)
[pic]- минимальное дисковое отношение из условия отсутствия опасных форм
кавитации.
[pic]
(12)
[pic]- количество лопастей.
[pic]- количество гребных валов.
[pic]- гидростатическое давление на оси гребного винта.
[pic]
(13)
[pic]- атмосферное давление.
[pic]- ускорение свободного падения.
[pic]- заглубление оси гребного винта.
[pic]. (14)
[pic].
[pic]- давление насыщенных паров воды.
[pic]
[pic]
2.2. Минимальная относительная толщина [pic] (15)
[pic]- коэффициент учитывающий механические свойства материала винта.
[pic]- углеродистая сталь.
[pic].
Вывод: В качестве расчетной серии принимаем:
AU-CP4-70; (Z=4;[pic];[pic]).
Серия гарантирует отсутствие опасных форм кавитации.
3. Выбор гребного винта.
3.1. Выбор гребного винта в первом приближении.
Для расчета воспользуемся вспомогательным коэффициентом [pic]Результаты
расчета представлены в таб.1 и на рис.1.
Таб.1
|[pic] | [pic] | | |
| | |[pic] |[pic] |
| |5,36 |5,64 |5,92 |
|[pic] |1,90 |2,00 |2,10 |
|[pic] |3,19 |3,44 |3,70 |
|[pic] |0,37 |0,38 |0,39 |
|[pic] |0,79 |0,8 |0,81 |
|[pic] |0,36 |0,37 |0,38 |
|[pic] |125 |122 |120 |
|[pic] |6,76 |5,96 |5,29 |
|[pic] |0,171 |0,168 |0,165 |
|[pic] |104 |102 |100 |
Результаты: [pic]=0,796; [pic][pic]
3.1.1. Расчет оптимальной частоты вращения винта [pic]
[pic]
[pic]
3.1.2. Передаточное отношение редуктора.
[pic][pic]
Принимаем [pic]10,8.
[pic] [pic]; [pic]
[pic] [pic]; [pic]
[pic].
4. Выбор расчетной (рабочей) диаграммы.
Выбираем серию АU - CP4 – 70 c [pic].
5. Построение кривой предельной тяги и кривой предельного упора.
Результаты расчета представлены на рис.4 и таб. 2.
Таб.2
|[pic] [pic][pic] |
|[pic] | 0 |2 |4 |6 |8 |10 |12 |14 |
|[pic] |0 |0,71 |1,42 |2,13 |2,84 |3,55 | |4,97 |
| | | | | | | |4,26 | |
|[pic] |0 |0,15 |0,31 |0,47 |0,63 |0,78 |0,94 |1,09 |
|[pic] |0,92 |0,94 |0,97 |1,01 |1,04 |1,08 |1,12 |1,18 |
|[pic] |0,49 |0,47 |0,45 |0,43 |0,38 |0,35 |0,31 |0,27 |
| |131 |126 |121 |115 |102 |94 |83 |72 |
|[pic] |[pic] |1286 |308 |131 |65,0 |38,3 |23,6 |15,1 |
|[pic] |0,116 |0,116 |0,117 |0,119 |0,121 |0,125 |0,131|0,139|
|[pic] |117 |112 |107 |102 |90,3 |82,0 |72,1 |63,2 |
6. Анализ кривой предельной тяги и предельного упора.
6.1. Режим траления.
Максимальная скорость хода: [pic]
Максимальный упор: [pic].
Максимальная полезная тяга: [pic]
6.2. Режим эксплуатационного рейса. (свободный ход)
Максимальная скорость хода: [pic]
Максимальный упор: [pic].
Максимальная полезная тяга: [pic]
6.3. Режим сдаточных испытаний. (свободный ход)
Максимальная скорость хода: [pic]
Максимальный упор: [pic].
Максимальная полезная тяга: [pic]
7. Проверка выбранного винта на прочность и отсутствие кавитации.
7.1. Проверка на отсутствие кавитации.
Воспользуемся формулой (11) и получим.
[pic]
При эксплуатации гарантируется отсутствие опасных форм кавитации.
7.2. Проверка на прочность.
Воспользуемся формулой (15) и получим: [pic].
Прочность гарантируется.
8. Заключение.
Выбранный винт имеет следующие xарактеристики: Серия AU-CP4-70;
Z=4;[pic]; [pic]; [pic]; [pic]
Список литературы:
1. Войткунский Я.И.”Справочник по теории корабля”,- А,
Судостроение.1985г. Том.1.
2. Горянский Г.С., Моторный А.В. “Методические указания по курсовому и
дипломному проектированию для студентов специальности 140112”.-
Калининград – 1985г.
| |
