Основой автотранспортной энергетики в ближайшем будущем останутся поршневые двигатели внутреннего сгорания, которые после почти столетнего раз­вития достигли высокого совершенства.

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) получили широкое распространение в качестве силовых установок не только на транспорте, но и в промышленности, сельском хозяйстве, стационарной энергетике и т.д. Основными преимуществами ДВС по сравнению с другими типами двигателей являются их высокая экономич­ность, работа с высокими кпд в широком диапазоне изменения мощности, воз­можность соединения практически с любым потребителем энергии, автоном­ность, приспособленность к быстрому пуску и работе на переходных режимах, многотопливность, сравнительно невысокая стоимость, компактность и малая масса.

Важнейшей задачей двигателестроения является дальнейшее усовершенст­вование ДВС, отработка их конструкций, улучшение организации рабочего про­цесса, повышение технологического обеспечения производства, снижение вред­ного влияния на окружающую среду. Решение задачи повышения экологических показателей дизелей приводит к необходимости внедрения в отечественное дви-гателестроение различных методов снижения токсичности отработавших газов. Анализ тенденций развития топливного баланса показывает, что проблема обес­печения работы ДВС на различных видах топлива с целью повышения эконо­мичности двигателя становится в настоящее время всё более актуальной.

Одним из наиболее перспективных путей усовершенствования является применение микропроцессорной техники в качестве управляющее - измеритель­ного комплекса двигателя. Рассматриваются вопросы выбора системы подачи га­за при замене жидкого топлива на газовое и применения микроэлектронных сис­тем топливоподачи и управления ДВС

I. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Выбор исходных параметров для теплового расчета

Эффективная мощность N_e = 1120 кВт

Частота вращения n = 1000 мин^-1

Число цилиндров i = 12V

Степень сжатия έ = 13,5

Коэффициент избытка воздуха α = 2,0

Давление перед впускными органами P_к = 0,231 МПа

Отношение давлений P_к/ P_р = 1,06

Коэффициент избытка продувочного воздуха φ_к = 1,03

Коэффициент использования теплоты в точке z ξ_z = 0,72

Коэффициент использования теплоты в точке b ξ_b = 0,92

Максимальное давление сгорания P_z = 10,8 МПа

Температура остаточных газов T_z = 810 K

Подогрев заряда воздуха от стенок цилиндра ΔT = 20°

Адиабатический КПД компрессора η_ка = 0,7

Механический КПД двигателя η_м = 0,9

Давление окружающей среды P_о = 0,103 МПа

Температура окружающей среды T_о = 293К

1.2 Параметры рабочего тела

Содержание отдельных элементов в дизельном топливе

С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004

теплота сгорания топлива Н_u=42,5 МДж/кг

Стехиометрическое количество воздуха на 1 кг топлива

L_o = (1.1)

Количество свежего заряда на 1 кг топлива

M₁ = α · L₀ (1.2)

М₁=2,0· 0,495=0,99 кмоль

Количество продуктов сгорания при условии, что сгорания на 1 кг топлива происходит с коэффициентом а= 1,0

М₀ = + + 0,79L₀ (1.3)

М₀ = + + 0,79 · 0,495 = 0,526 кмоль

Количество продуктов сгорания 1 кг топлива при заданном α= 2,0

М_r = М₀+ (α -1) L₀ (1.4)

М_r = 0,526 + (2,0 - 1) 0,495 = 1,021 кмоль

Отношение количества продуктов сгорания при а-1,0 к количеству их при заданном α=2,0

r₀ = (1.5)

r₀ = = 0,515

Объемная доля избыточного воздуха в продуктах сгорания

r_α = (1.6)

r_α = = 0,485

Сумма объемных долей продуктов сгорания при а=1 и избыточного возду­ха должна быть тождественно равна единице

г₀ + г_α = 1,000 0,485+0,515 = 1,000

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

μ₀ = (1.7)

μ₀ = = 1,031

1.3 Параметры процесса газообмена.

Давление в выходном патрубке компрессора при сопротивлении воздушно­го холодильника (по опытным данным)

ΔР_х = 0,005МПа

Р_к' = Р_к + ΔР_х (1.8)

Р_к' = ___ + 0,005 = ___МПа

Температура воздуха в выходном патрубке компрессора

T_к' = T₀ (1.9)

где - степень повышения давления

= (1.10)

=

T_к' = 293 = ___ К

Температура воздуха во впускном патрубке двигателя при понижении тем­пературы воздуха в холодильнике

Т_к = 345К

ΔТ_х = T_к' - ΔТ_х (1.11)

ΔТх = ___ – 345 = 130 К

Давление в начале сжатия

Р_а = 0,95Р_к (1.12)

Р_а=0,95 • ___ = 0,___ МПа

Давление остаточных газов в цилиндре в конце выпуска

Р_r = (1.13)

Р_r = = ___ МПа

где Р_р = – давление в выпускном коллекторе (1.14)

Р_р = = ___ МПа

Коэффициент наполнения

η_v = ∙ ∙ (1.15)

принимаем ζ = ζ_з = 1; ζ₂ = e^-φк = е^-1,03 = 0,357

η_v = ∙ ∙ = ____

Коэффициент остаточных газов

γ = ζ_z ∙ (1.16)

γ = 0,357 ∙ = _____

Температура в начале сжатия

Т_а = (1.17)

Т_а = = _____К

Коэффициент продувки

φ = (1.18)

φ =

1.4 Сжатие

Показатель политропы сжатия и температуру в конце сжатия определяем из системы уравнений

(1.19)

коэффициенты q₁ и q₂

q₁ = (1.20)

q₁ = = ______

q₂ = (1.21)

q₂ = ∙ _______

q₁ + q₂ = ______ + ________ = 1,000

Внутреннюю энергию U_а и U_оа при температуре t_а=371-273=98°С находим линейным интерполированием [1, табл.4, стр. 44]

U_а = ∙ ____ = _____ кДж/кмоль

U_оа = ∙ ____ = _____ кДж/кмоль

Решаем данную систему уравнений и графическим методом находим пока­затель политропы сжатия

при = 1,36

t_c = Т_а ∙ – 273

t_c = ___ ∙ ____ - 273 = ___°С

При этой температуре определяем значение внутренней энергии свежего за­ряда

U_c = ∙ ___ + 13255 = ______ кДж/кмоль

U_oc = ∙ ___ + 14779 = ______ кДж/кмоль

В' = ____ (_____ – _____) + ____(_____ – ____) - 8,314 = -___ кДж/кмоль

При показателе = 1,38

t_c = Т_а ∙ – 273

t_c = ____ ∙ _____ - 273 = ___°С

U_c = ∙ __ + 15684 = _____ кДж/кмоль

U_oc = ∙ __ + 17585 = _____ кДж/кмоль

В' = _____ (_____ – ____) + ____(_____ –_____) - 8,314 = ____ кДж/кмоль

В .

600

500

400

300

200

n₁ = 1,365

100

1.36 1,37 1,38

n₁

100

200

300

Рисунок 1.1 График для определения показателя политропы сжатия

Из графика (рисунок 1.1) = 1,365

t_c = Т_а ∙ – 273

t_c = ____ ∙ _____ - 273 = ___°С

T_с = t_с + 273 (1.22)

T_с = ___ + 273 = ___К

Давление в цилиндре в конце сжатия

P_с = P_a ∙ εⁿ¹ (1.23)

P_с = ___ ∙ _____ = _____ МПа

Степень повышения давления

λ = (1.24)

λ = = _____

Температуру конца сгорания определяем из уравнения сохранения энергии

+ q U + q U + 8,314 · (273 + t ) – 2272 μ = μ · (r U + r U +

+ 8,314 t ) (1.25)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

μ = (1.26)

μ = = ______

Внутреннюю энергию U и U при температуре t = 585 С находим по таблице линейным интерполированием

U = · __ + 13255 = _____ кДж/ кмоль

U = · __ + 14799 = _____ кДж/ кмоль

+ ____ · _____ + _____ · _____ + 8,314 · ___ ·___ – 2272 · 1,031 = 54428 кДж/ кмоль

Для нахождения температуры конца сгорания t находим значения внутренней энергии при температуре t_z = 1400 С и t_z = 1600 С

При температуре t = 1400 С внутренняя энергия

U = 33951 кДж/ кмоль

U = 38686 кДж/ кмоль

В = 1,031 (0,485 ∙ 33951 + 0,515 · 38686 + 8,314·1400) = 49518 кДж/ кмоль

В₁ ∙ 10³

57

56

55

54

53

52

51

50

49

1400 1500 1600 t₂°C

Рисунок 1.2 График для определения температуры сгорания t_z

При температуре t = 1600 С внутренняя энергия

U = 39444 кДж/ кмоль

U = 45008 кДж/ кмоль

В '= 1,031 (0,485 ∙ 39444 + 0,515 · 45008 + 8,314·1600) = 57335 кДж/К Моль

Решив уравнения графическим способом, получаем температуру конца сгорания (рисунок 1.2)

t = 1520°С

Т = 1793° К

Степень предварительного расширения

ρ = (1.27)

ρ = = _____

1.5Расширение

Степень последующего расширения

δ = (1.28)

δ = = _____

Показатель политропы расширения n и температуру в конце расширения t определяем из системы уравнений

(1.29)

Внутреннюю энергию U и U при температуре t = _____ С находим по таблице линейным интерполированием

U = · __ + 36689 = _____ кДж/ кмоль

U = · __ + 40868 = _____ кДж/ кмоль

= _____ кДж/ кмоль

при n = 1,18

t_b= – 273

t_b = – 273 = _____ С

U_b = · __ + 20708 = _____ кДж/ кмоль

U_ob = · __ + 23237 = _____ кДж/ кмоль

В = (____ – ____) – 0,485(_____ – ______) – 0,515(_____ – ______) = =_______ кДж/ кмоль

при n = 1,22

t­_b= – 273 = ____ С

U_b = · __ + 18171 = ______ кДж/ кмоль

U_ob = · __ + 20309 = ______ кДж/ кмоль

В '= (_____– ____) – 0,485(______ – ______) – 0,515(_____ – _____) =

=______ кДж/ кмоль

B₂

11000

10000

9000

8000 n₂ = 1,203

7000

6000

1,18 1,19 1,20 1,21 1,22 n₂

Рисунок 1.3 График для определения показателя политропы расширения n₂

По данным расчета строим график, по которому и определяем действительное значение показателя политропы расширения n

Из графика n = 1,203

t_b= – 273

t­_b= – 273 = ___ С

Т_b = t + 273 (1.30)

T_b = ___ + 273 = ____ К

Давление в конце расширения

Р_b = (1.31)

Р_b = = ____ МПа

1.6 Параметры, характеризующие рабочий цикл

Расчетное среднее индикаторное давление

Р = (1.32)

Р = · = _____ МПа

Действительное среднее индикаторное давление

Р = Р · φ = ____ · 0,94 = _____ МПа (1.33)

Р = ____ · 0,94 = ______ МПа

где φ = 0,92 ÷ 0,97 – коэффициент полноты диаграммы

Удельный индикаторный расход топлива

q = 3600 · (1.34)

q = 3600 · = _______

где ρ – плотность заряда на впуске, кг/м³

ρ = (1.35)

ρ = ____

где R = 8314 – универсальная газовая постоянная

L' = L · μ_b= 0,495 · 28,96 = 14,3 кг – массовая доля для сгорания 1 кг топлива

Индикаторный КПД

η = (1.36)

η = ____

Среднее эффективное давление

Р_b = Р · η (1.37)

Р_b = ____ · _____ = ____ МПа

Удельный эффективный расход топлива

q_е = (1.38)

q_е = = ____

Эффективный КПД

η = η · η (1.39)

η = ____ · ____ = _____

Часовой расход топлива

G_m = q · N (1.40)

G_m = _____ · ______ = ______

1.7Основные размеры цилиндра

Рабочий объем всех цилиндров

iVh = (1.41)

iVh = ______ л

Рабочий объем одного цилиндра

Vh = (1.42)

Vh = = _____ л

Диаметр цилиндра

D = (1.43)

D = = ______ дм

Окончательно принимаем

D = 260 мм; S/D = 1; S =260 мм

Рабочий объем после уточнения

Vh = (1.44)

Vh = 13,8 л

1.8Параметры рабочего тела в турбине и компрессоре

Расход воздуха в компрессоре

G = (1.45)

G = ____

Расход газов через турбину

G = (1.46)

G = 5,54

1.9Построение индикаторной диаграммы в координатах PV

Выбираю размеры диаграммы

Основание диаграммы V = 200 мм

P = = = 170 мм, ε = ; V =

V_с = = 16,1 мм

V_с= V – V (1.47)

V_с= 220 – 16,1 = 203,9

Выбираем масштаб давлений

1 МПа = 10 мм

Р_a= 10 · 0,304 = 3,04 мм

Р_c= 10 · 10,83 = 108,3 мм

Р_z= 10 · 15 = 150 мм

Р_b= 10 · 0,95 = 9,5 мм

Полученные величины давлений откладываем на оси ординат диаграммы

Определяем положение точки Z (V )

V = V · ρ

V = 16,1 · 1,38 = 22,1 мм

Величину основания V делим на 10 равных частей и вычисляем значения давлений Р для каждой части объема по уравнению

Р = Р_a· – для линии сжатия (1.48)

Р = Р_b· – для линии расширения (1.49)

Таблица 1.1 Данные для построения индикаторной диаграммы

в координатах Р-V

V	Vа/V	Р=­­­_____(Vа/V)_____	Р= ____(Va/V)_____
1	1,0	____	____
0,9	1,11	____	____
0,8	1,25	____	____
0,7	1,43	____	____
0,6	1,67	____	____
0,5	2	____	____
0.4	2,5	____	____
0,3	3,33	____	____
0,2	5	____	____
0,1	10	____	____

2 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ

2.1Построение развернутой индикаторной диаграммы в координатах Р – α

Радиусом R = из точки О под индикаторной диаграммой Р – V проводим полуокружность.

Из точки О в сторону НМТ откладываем поправку Брикса

ОО’ = (2.1)

ОО’ = 114 мм

где r – радиус кривошипа (берется размер с диаграммы Р –V)

λ = – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (2.2)

λ = = 0,224

L – длина шатуна

Из точки О’ произвольным радиусом проводим полуокружность, которую делим через 10 ÷ 30

Точку О’ соединяем лучами через точки деления до пересечения с начальной полуокружностью.

Из точек пересечения с начальной полуокружностью восстанавливаем перпендикуляры до пересечения с линией сжатия и линией расширения.

Замеряем величины давления в точках пересечения перпендикуляров с линиями сжатия и линиями расширения индикаторной диаграммы Р – V и в зависимости от угла поворота кривошипа коленвала переносим на развернутую диаграмму в координатах Р – α

Полученные точки соединяем плавной кривой линией.