Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

2265.pdf

Скачиваний:

139

Добавлен:

07.01.2021

Размер:

4.76 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1314 / 1414

Приложение 6

Пример расчета и оформления

				Задание
						Таблица 1
						И
		Исходные данные проектируемого двигателя
		Наименование				Значение
	Рекомендуемый прототип					Д-260.7
	Назначение двигателя					Грузовой автомобиль
	Тип двигателя					Дизельный
					ДТ
	Вид топлива					Евро
	Номинальная мощность Ne					187
	Частота вращения коленчатого вала при номинальной					2300
	мощности nN
	Степень сжатия		А			14,8
	Тактность					4
	Расположение и число i цилиндров					Р - 6
	Давление наддува					Есть
	Число клапанов на один цилиндр					2
	Вид охлаждения	б				Жидкостное
	Вид охлаждения					Жидкостное
	и
С

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА

ВВЕДЕНИЕ

Прогресс в автомобильной промышленности, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматривает не только количественный рост автопарка, но и значительное улучшение использо-

вания имеющихся автомобилей, повышение культуры эксплуатации, уве-
личение межремонтных сроков службы.	И

В области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами являются: расширение использования дизелей, снижение топливной экономичности и удельной массы двигателей, стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателей в атмосферу, а также задачи по снижению шума и вибрации в процессе их эксплуатации. Значительно большое внимание уделяется использованию электронновычислительных машин при расчетах и испытаниях двигателей.

Курсовая работа является завершающим этапом изучения курса «Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания».

Цель курсовой работы:

- обобщить и углубить знания, полученные при изучении дисциплины «Термодинамика и теплопередача», «Рабочие процессы двигателей

внутреннего сгорания»;
-	закрепить практические навыки определенияДтермодинамических
параметров ра очего тела;
-	развитие
	изучить влияние внешних факторов и параметров рабочих про-

цессов в двигателе внутреннего сгорания на его мощностные, экономиче-


ск е	габар тно-массовые показатели.
Задачи курсовой ра оты:
-	разв т е навыков спользования специальной литературы: учеб-
С
ников, учебных		й, справочников, периодических журналов и т.д.;
-	ст мул пособрован творческой инициативы студентов в разработке

расчетных пр емов в усовершенствовании конструктивных элементов дв гателя;

- умения критически оценивать полученные результаты и сопоставлять их с результатами других работ.

Под тепловым расчетом понимают систему вычислений, позволяющих определить мощностные и экономические показатели двигателя. Так как мощность Ne и частоту вращения коленчатого вала nN задают для

проектируемого двигателя, то под мощностными показателями понимают литраж двигателя и литровую мощность. Под экономическими показателями двигателя понимают удельный расход топлива и коэффициенты полезного действия.

Так как осуществить тепловой расчет по действительным циклам

практически невозможно, его выполняют по расчетным циклам. Тепловой расчет ведется для номинального режима работы, то есть для режима максимальной мощности двигателя, который является наиболее критичным для показателей прочности и долговечности деталей двигателя.

осуществляется преобразование теплоты в механическуюИработу. В поршневом двигателе рабочим телом является атмосферный воздух, пары топ-

1.1. Параметры рабочего тела

торым происходит изменение параметровДрабочего тела и соответственно производится расчет процессов ра очего цикла теплового двигателя.

В начале расчетов определяются количество и параметры рабочего

тела. Для этого находится необходимое количество топлива и затем вычисляется требуемое количество воздуха.

Рабочее тело – это вещество, как правило, газ, посредством которого

лива и продукты его сгорания.

В основе теплового расчета лежат термодинамические законы, по ко-

В начале расчета нео ходимо определить количество воздуха, требуемого для сгорания 1 кг топлива, после чего будет определено количество

продуктов сгорания, участвующих в ра очем процессе, и их параметры.
			А
			1.1.1. Топливо
	Определен е значен й параметров рабочего тела начинается с выбора
показателей характербст к топлива.					Основные физические и химические
свойства топл ва регламент руются соответствующими ГОСТами и ТУ.
	а) Цетановое ч сло:
	В расчетах ориентируются на топливо, используемое в прототипах.
Цетановое		дизельного топлива устанавливается в зависимости от
	число
его марки (табл. 2).
						Таблица 2
	Цетановое число дизельного топлива по ГОСТ 32511-2013

С				Норма для марок
С					Зимнее	Арктическое
	Показатель	Летнее/межсезонное			Зимнее	Арктическое
		Летнее/межсезонное			(0 и 1 классы)	(4 класс)
					(0 и 1 классы)	(4 класс)
	Цетановое		51		49	47
	число, не менее		51		49	47
	число, не менее

б) Низшая теплота сгорания топлива Ни :

Количество теплоты, получаемое при сжигании 1 кг твердого или жидкого топлива, или 1 м3 газообразного топлива, характеризуется теплотой сгорания топлива.

Низшая теплота сгорания топлива Ни , МДж/кг, – это количество

теплоты, выделяемое при полном сгорании топлива без учета теплоты
конденсации водяных паров.	И

Низшая теплотворная способность топлива Ни , МДж/кг, может быть определена расчетным путем по формуле Д.И. Менделеева, если известен

его элементарный состав:	Д
	Д
Ни = 33,91 С +125,6 Н −10,89 (О − S )− 2,51		(9	H	+ W ),	(1)
где C, H, O, S, W – содержание в рабочей массе топлива углерода, водоро-
да, кислорода, летучей серы и влаги в процентах (по массе).
А
Ни = 42,50	М ж/кг.
в) Элементарный химический состав топлива:
б

Элементарный химический состав – это количественная доля химических элементов, входящих в нефтепродукт, выраженная в массовых долях или процентах.

Для жидких топлив он выражается в единицах массы:
сгорания
	C + H + O = 1 кг,	(2)
где C, H, O – массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.
С	0,870 + 0,126 + 0,004	= 1 кг.

	1.1.2. Расчет необходимого количества воздуха
Для	топлива необходим кислород. Кислород в нашем слу-

чае берется из воздуха и в незначительном количестве из топлива. Для полного сгорания топлива необходимо определенное соотношение между количеством воздуха и топлива. Состав смеси воздуха и топлива в данном случае является стехиометрическим. Это соотношение зависит от вида топлива и определяется его элементарным составом.

Теоретически необходимое количество воздуха L0, кмоль или l0, кг , для полного сгорания 1 кг топлива (кмоль/кг; кг/кг) вычисляется по формуле

		1				C		H		O
L0	=						+		−			(3)
L0	=				12		+	4	−
			0,21		12			4		32
		1		8
l0 =					C + 8 H					− O		(4)
l0 =					C + 8 H					− O
	0,23			3							,
	0,23			3							,

где L0 – теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива, кмоль возд./кг топл.; l0 – теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива, кг возд./кг топл.;

0,23 – массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха; 0,21 –объёмное со-

держание кислорода в 1 кмоль воздуха.

0,870

0,126

0,004

−

= 0,500

кмоль возд./кг топл.

0,208

0,870 + 8

0,126 − 0,004 = 14,452 кг возд./кг топл.

0,23

Отношение действительного количества воздуха l или L , участвующего в сгорании 1 кг топлива, к теоретически необходимому количеству

воздуха l0		или L0 , называется коэффициентом избытка воздуха :
	становится			=	l		=	L	.
										(5)
					l	0		L
								0
Стех		ометр ческому составу горючей смеси соответствует значение
С			ка воздуха = 1,
коэфф ц ента								и такая смесь называется стехио-
метр ческой.			збыт
В зав		мости от реж ма работы двигателя соотношение воздуха и
топл ва может			зменяться. Соответственно, при увеличении доли топлива
смесь			обогащенной, при уменьшении – обедненной.

Для дизельного двигателя с наддувом при номинальной мощности принимается следующее значение коэффициента избытка воздуха:

= 1,7 .

1.1.3. Расчет количества горючей смеси

Количество горючей смеси рассчитывается по формуле

M = L +		1	,

1	0	mт	(6)

			И
где M1 – количество горючей смеси, кмоль/кг; – коэффициент избытка

воздуха; mТ – молекулярная масса паров топлива, для дизельных топлив

mТ	= 180 200 кг/кмоль.			Д
				Д
	Величиной 1/ mТ при расчете дизеля пренебрегают как относительно
малой по отношению к объему воздуха. Поэтому для дизелей
		M1	= L0 .
		А			(7)
					(7)
	Коэффициент избытка воздуха при работе двигателя на номи-
нальном режиме принимаем:
	дизель с наддувом = 1,5 2,0.
	б
	При значительном недостатке воздуха процесс сгорания протекает

медленно, температура процесса невысока, образуются продукты неполного сгорания топлива, заметно снижается количество выделяемой тепло-

Количество

вой энергии.

При значительном из ытке воздуха большое количество тепла рас-

ходуется на нагрев азота

з ыточного кислорода. При этом снижаются

скорость температура сгорания, на людается перерасход топлива.

M1 = 1,7 0,5 = 0,85 кмоль/кг.

1.1.4. Расчет количества продуктов сгорания

отдельных компонентов продуктов сгорания при полном

сгорании топлива 1:

1.Водяного пара

M H

O , кмоль H2O /кг топл.:

;

(8)

0,126

= 0,063 кмоль H

O /кг топл.

2. Углекислого газа M CO

, кмоль CO2 /кг топл.:

;

(9)

MCO

0,870

= 0,0725 кмоль

CO2 /кг топл.

3.Азота MN

, кмоль N2 /кг топл.:

M N2

= 0,792 L0 ;

(10)

M N

= 0,792 1,7 0,5 = 0,6732 кмоль N2 /кг топл.

4. Кислорода MO2 , кмоль

/кг топл.:

MO2

= 0,208 ( −1)

L0 ;

(11)

= 0,208 (1,7 −1) 0,5 = 0,0728 кмоль O2 /кг топл.

сгорании

M2 , кмоль пр. сг./кг топл.,

Общее количество продуктов сгорания

при полном сгоран

топл ва

1 рассчитывается по формуле

M2 = MCO + MH O + MN + MO ;

(12)

M2 = 0,0725 + 0,063 + 0,6732 + 0,0728 = 0,8815 кмоль пр. сг./кг топл.

При

жидкого топлива объем продуктов сгорания всегда

больше объема горючей смеси, хотя масса продуктов сгорания остается равной сумме масс воздуха и топлива до сгорания.

Изменение объема смеси при сгорании происходит вследствие изменения числа молекул газообразных продуктов сгорания по сравнению с числом горючей смеси до сгорания.

Относительное изменение объема при сгорании горючей смеси характеризуется коэффициентом молекулярного изменения свежей смеси0 , который представляет собой отношение количества продуктов сгора-

ния к количеству горючей смеси до сгорания:

= M

;

(13)

= M

0,8815

= 1,037 .

0,85

1.2. Параметры процесса впуска

1.2.1. Плотность рабочего тела (заряда) на впуске

Значение параметров заряда на впуске вычисляется исходя из значений

температуры и давления окружающего воздуха по формуле

Pk 106

RB Tk

(14)

где

рабочего

заряда на впуске, МПа; Tk

– температура заряда на впуске, К;

RB – удель-

ная газовая постоянная воздуха, RB =287 Дж/(кг·град).

У двигателей с наддувом

ез интеркуллера (охладителя воздуха) темпе-

зависит

ратура Tk , К,

от давления наддува и вычисляется по формуле

Аn −1

(15)

где T0 – температура окружающей среды, К; P0 – давление окружающей

среды, МПа;

nk – показатель политропы сжатия воздуха в нагнетателе с

охлаждаемым корпусом, nk =1,65.

Давление наддувочного воздуха Pk

принимают в зависимости от

степени наддува, при среднем наддуве Pk = (1,5…2,2)· P0 .

1,65−1

0,15

1,65

С Tk = 293

= 344 К;

0,1

0,15 106

= 1,52 кг/м3 .

287

344

1.2.2. Потери давления на впуске

В результате наличия газодинамического сопротивления во впускной системе и затухания скорости движения заряда в цилиндре происходят потери давления на впуске. Их определяют из уравнения Бернулли по формуле

P = ( 2 +		)	вп2	10	−6 ,
						(16)
a	вп	2		k

где Pa	Д
	– потери давления на впуске, МПа; – коэффициент затухания

скорости движения воздуха в сечении цилиндра; вп – коэффициент со-

противления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению; вп – средняя скорость потока воздуха в наименьшем сечении

впускной системы, м/с.

( 2

В современных автомобильных двигателях на номинальном режиме

вп

)=2,5…4.

Скорость свежего заряда вп , м/с, в проходном сечении клапана

определяют по формуле

= 0,05433 S

Fп

вп

fкл

(17)

площадиа

м2; f

где

– ход поршня, м; F

– площадь поршня,

кл

– проходное сече-

ние впускного клапана, м2.

Отношен е

поршня к проходному сечению впускного кла-

пана пр н мают Fп /

fкл =6,0.

вп

= 0,05433 0,125 2300 6,0 = 93,7 м/с;

= 2,7

93,72

1,52 10−6

= 0,018 МПа.

1.2.3. Давление в конце впуска

Давление в конце впуска Pa , МПа, определяет количество рабочего тела, поступающего в цилиндр, находится по формуле

Pа = Pk − Pa ;		(18)

Pa = 0,15 − 0,018 = 0,132	МПа.	И

1.2.4. Коэффициент остаточных газов γr
Д

Этот коэффициент характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и влияет на количество остаточных газов M r в цилиндре от

предыдущего рабочего процесса, вычисляется по формуле

А r
r =	Tk + T	Pr	,
	Tr	Pa − Pr		(19)

где T – температура подогрева свежего заряда, К; Tr – температура оста-
	турб
точных газов, К; Pr		–	давление остаточных газов, МПа.
определени					Mr = r M1 .		(20)
Для д зельных дв гателей с наддувом T =-5…+10°C, T =600…900 К.
При				расчетов давление остаточных газов Pr , МПа, для
дв гателей с газовой					ной на выпуске определяется на основе стати-
С
ст ческ х данных:
					Pr =	(0,75...1,0) Pk ;	(21)
				Pr = 0,75 0,15 = 0,11 МПа;
			=	344 +10		0,11	= 0,030 ;
		r				14,8 0,132 − 0,11
			700

Mr = 0,030 0,85 = 0,0255 .

1.2.5. Температура в конце впуска Ta

Ta , К, определяется на основании баланса теплоты по линии впуска

на индикаторной диаграмме, при движении поршня от верхней мертвой точки (ВМТ) к нижней мертвой точке (НМТ), и после преобразований и допущений рассчитывается по формуле

	T =	Tk + T + r Tr			;
	T =				;
	a		1 + r					(22)
			1 + r					(22)
								И
								И
				Д
T = 344 +10 + 0,030 700 =						364	К.
a	1		+ 0,030

1.2.6. Коэффициент наполнения V

Коэффициент наполнения представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр, к теоретическому количеству, которое могло бы разместиться в рабочем объеме

цилиндра при той же температуре и давлении, при которой поступил све-

жий заряд:

Gд

Vд

Mд

при Tk

(23)

где Gд , Vд , Mд – действ

тельноеАколичество свежего заряда, поступивше-

го в ц л ндр в процессе впуска, кг, м3, моль; G

, V , M

– теоретическое

кол чество свежего заряда, которое могло бы разместиться в рабочем

объеме ц л ндра

той же температуре и давлении, при которых посту-

пил свеж й заряд, кг, м3, моль.

Коэфф ц ент наполнен я вычисляется по формуле

V =

( Pa − Pr );

Tk + T

−

1 Pk

(24)

344

(14,8 0,132 − 0,11)

= 0,87 .

344 +10

14,8 −1

0,15

100

1.3.Параметры процесса сжатия

1.3.1.Изменение давления в процессе сжатия

Вдействительном цикле изменение давления идет по сложному за-

кону, не подчиняющемуся термодинамическим правилам. В расчетах принято допущение, что процесс сжатия идет по политропеИс переменным показателем степени n1. 1 Д

численных факторов, исходя из значения среднего показателя адиабаты сжатия k1 , который определяется по номограмме с учетом следующего

выражения:

n1	k1 − (− 0,02) 0,02 .	(25)
		(25)
При =14,8 Ta =364 К значение k1 =1,3663;
	А
n1	= 1,3663 + 0,0037 = 1,37 .
1.3.2.бТермодинамические параметры конца

и процесса сжатия Pc и Tc

Pc Tc зависят от параметров начала сжатия Pa и Ta показателя политропы сжатия n1, а также от конструкции параметра рассчитываемого

двигателя . Давление Pс , МПа, конца сжатия вычисляется по формуле

P = P n1	;
c a		(26)
С Pс = 0,132 14,81,37 = 5,30 МПа.		(26)
С Pс = 0,132 14,81,37 = 5,30 МПа.

101

Температура Tc , К, конца сжатия вычисляется по формуле

T = T n1 −1	;
c a			(27)
			(27)
T = 364 14,81,37−1 = 987		К.	И
tc			И
c

Средней мобильной теплоемкостью рабочего тела называется количество теплоты, необходимое для изменения температуры одного моля в данном температурном диапазоне на один градус.

Теплоемкость свежего заряда для двигателей, работающих на жидком топливе, принимают равной теплоемкости воздуха без учета влияния паров топлива. Теплоемкость продуктов сгорания определяют как теплоемкость смеси газов. Теплоемкость рабочей смеси является теплоемкостью свежей смеси и остаточных газов.

Средняя мобильная теплоемкость при постоянном объеме в конце сжа-

тия для свежей смеси

(mcV )t

, кДж/кмоль·град, определяется по формуле

(mc

)tc

= 20,6 + 2,638 10−3

(28)

где tc = Tc − 273 = 987 − 273 = 714 °C.

(mc

)tc

= 20,6 + 2,638 10−3 714 = 22,484

кДж/кмоль·град.

Для

остаточных

газов

средняя

мобильная

теплоемкость

(mc

)tc ,

кДж/(кмоль·град), определяется по формуле 29:

(mc''

)tc

(mc''

)tc + M

CO2

H 2O

VCO2

иt

(mc"

(29)

(mc"

)c + M

N 2

)c + M

)c ],

VN 2

VO2

где (mc"

)tc –

средние

мольные

теплоемкости

отдельных компонентов

продуктов сгорания в интервале температур от 0 до 1500 °C.

102

(mc"	)tc	=	1	[0,0725 38,710 + 0,063 28,780 +

V	t		0,8815
	0

+0,6732 22,183 + 0,0728 23,816] =

=24,149кДж /(кмоль град).

Для рабочей смеси (свежая смесь + остаточные газы) средняя мо-

бильная теплоемкость (mc '

)tc , кДж/кмоль·град, определяется по формуле

(mc '

)tc

(mc"

)tc ;

(mc

)tc

1 + r

V t0

(30)

(mc '

)tc

22,484 + 0,030 24,149 = 22,533 к

ж/кмоль·град.

+ 0,030

1.4. Параметры процесса сгорания

Процесс сгорания рассчитывают с целью определения температуры

Tz и давления Pz

в конце сгорания.

Выделяющаяся в процессе сгорания теплота идет на повышение

внутренней энергии

тела и на совершение механической работы.

рабочего

На этот процесс влияет огромное количество факторов, вследствие чего

данный процесс пока недостаточно изучен.

циентом

Для упрощения термодинамических расчетов принимают следующее

допущение:

процесс

сгорания

дизелей

происходит при V =const и

P =const, это знач т, что частьАтеплоты подводится при постоянном объе-

ме, часть – при постоянном давлении.

В процессе сгоран я горючая смесь сгорает и ее количество

(кмоль гор. см./кг топл.) превращается в количество продуктов сгорания

M2 (кмоль пр. сг./кг топл.), отличающееся на величину M (кмоль см./кг

топл.).

Относительное изменение объема при сгорании характеризуется ко-

эффи

молекулярного изменения горючей смеси.

Действительный

коэффициент

молекулярного

изменения рабочей

смеси есть отношение общего количества молей газов после сгорания к числу молей до сгорания, рассчитывается по формуле

=	0 + r	;
	1 + r		(31)

103

1,037 + 0,030

= 1,036 .

1 + 0,030

Теплота сгорания рабочей смеси H раб.см. , кДж/кмоль раб. см., для ди-

зельных двигателей 1 определяется по формуле

H раб.см

Hи

;

M1 (1

+ r )

(32)

H раб.см. =

42500

= 48544

/кмоль раб. см.

0,85 (1+ 0,030)

Дж0

Средняя

мольная

теплоемкость

продуктов

сгорания

(mc"

)t z ,

кДж/кмоль·град,

при полном сгорании топлива 1 рассчитывается по

формуле

(mc"

)tz

(mc"

)tz

CO2

VCO2

(mc"

)tz

+ M

(mc"

)tz

+ M

(33)

+ M

(mc"

)tz ]

VO2

где (mc"

)t z –

средн е

мольныеАтеплоемкости

отдельных компонентов

продуктов сгоран я в

нтервале температур от 1500 до 2800 °C.

(mcV

[0,0725 (39,123

+ 0,003349 tz ) + 0,063

0,8815

(26,670 + 0,004438 tz ) + 0,6732 (21,951 + 0,001457 tz ) +

+ 0,0728 (23,723 + 0,001550

tz )] = 0,00183 tz +

+ 23,847кДж / кмоль град

Температура Tz

определяется на основании первого закона термоди-

намики, и в конце видимого процесса сгорания расчетное уравнение для дизельного двигателя выглядит следующим образом:

104

+ (mc'

)tc

+ 8,315

+ 22700 ( − ) =

раб.см.

V t

(mc"

)tz

(34)

где

(mc" )t z

–

теплоемкость

при

постоянном

давлении,

(mc" )t z = (mc"

)t z

+ 8,315

;

–

коэффициент использования

теплоты на

p t0

участке видимого сгорания, z = 0,70…0,88; – степень повышения дав-

ления, =1,4…2,2.

Значение z повышается за счет сокращения потерь теплоты от га-

зов в стенки, выбора рациональной формы камеры сгорания, уменьшения догорания в процессе расширения и выбора коэффициента , обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина z за-

висит также от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при их снижении.

Значение для дизелей устанавливается в основном в зависимости от количества топлива, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. На величину также оказывает влияние период задержки воспламенения топлива, с увеличением которого степень повышения давления растет. Величина ограничивается допустимыми значениями температур и давления в конце видимого процесса сгорания.

В уравнение сгорания входят две неизвестные величины: температу-

ра в конце	сгорания tz и теплоемкость продуктов сгорания при
	" t z	А	" t z
постоянном	ъеме (mcV )t0		(mc p )t		при той же
		ли постоянном давлении		0

температуре tz . При определении теплоемкости по приближенным фор-

мулам уравнен е сгоран я после подстановки в нее числовых значений
всех параметров				б
всех параметров					последующих преобразований принимает вид квадрат-
видимого
С
ного уравнен я:					+ 22,533 + 8,315 1,6 714 + 22700 (1,6 −1,036) =
0,70 48544					+ 22,533 + 8,315 1,6 714 + 22700 (1,6 −1,036) =
				= 1,036 ((0,00183 tz + 23,847 ) + 8,315) tz ;
					0,001896 t 2 + 33,320 t	z	− 72371 = 0
					z	z
откуда
t		=	− 33,320 + 33,320 2 + 4 0,001896 72371					= 1955 °C;
t	z	=			2 0,001896			= 1955 °C;
	z

					105

		Tz = tz + 273 ;				(35)
						(35)
Tz	= 1955 + 273 = 2228 К.
Давление конца сгорания дизельных двигателей Pz , МПа, определя-
ется по формуле
		Pz = Pc				(36)
			Д			(36)
			Д
Pz	= 1,6 5,30 = 8,48			МПа.
Степень предварительного расширения вычисляется по формуле
	А				И
		= Tz	;		И
		Tc				(37)
б
=		1,036 2228	= 1,46 .
		1,6 987
1.5. Параметры процессов расширения и выпуска
ждения
Тепловая энергия топлива в процессе расширения преобразуется в
механ ческую ра оту.
Как при рассмотрени		процесса сжатия, допускают, что расшире-

ние протекает по пол тропе с переменным показателем	n2 . Но для упро-
С

щен я расчетов показатель политропы расширения принимают постоянным на протяжен всего процесса.

Вел ч на среднего показателя политропы расширения n2 устанав-

ливается в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя, интенсивности охла , коэффициента использования теплоты на линии видимого сгорания и коэффициента избытка воздуха. Величина n2

также может быть оценена с учетом вышеперечисленных факторов, исходя из значения среднего показателя адиабаты расширения k2 , которое

определяется по номограмме.

106

Степень последующего расширения вычисляется по формуле

;

(38)

14,8

= 10,14 .

1,46

При =1,7; =10,14 и Tz =2228 К значение k2 =1,278, отсюда

n2 k2 = 1,278 .

Давление конца расширения Pb , МПа, определяется по формуле

;

(39)

Pb =

8,48

= 0,439 МПа.

10,141,278

Температура конца расширения T b , К, находится по формуле

;

−1

(40)

Tb =

2228

= 1170 К.

10,141,278−1

Провер м пр нятую ранее температуру остаточных газов Tr , К:

и T =

;

(41)

1170

= 738 К.

0,439

0,110

107

Выполним проверку принятой ранее температуры остаточных газов:


	T	= 100			(Tr − Tr )		;
	T	= 100			(Tr − Tr )		;
	r				Tr			(42)
					Tr			(42)
				(738 − 700)
T	= 100			(738 − 700)		= 5,43 %.
T	= 100					= 5,43 %.
r			700
			700

Расхождение между принятой величиной и рассчитанной по формуле составляет 5,43%, что является допустимым.

1.6. Индикаторные параметры рабочего цикла

Все показатели, которые имеют место внутри цилиндра, называют индикаторными.

Двигатель внутреннего сгорания характеризуется следующими ин-
		И
дикаторными показателями рабочего цикла: среднее индикаторное давле-
	КПД
А			), индикатор-
ние, индикаторный коэффициент полезного действия (
ный удельный расход топлива и др.
б

Средним индикаторным давлением цикла называется условное, постоянное по величине из ыточное давление рабочего тела, которое, дей-

ствуя на поршень в течение такта расширения, совершает работу, равную

работе цикла.

теоретическое

Среднее

индикаторное давление для дизельного дви-

гателя P' , МПа, определяется по формуле

+ ( −1) −

Среднее

1 −

−1

1 −

n −1

;

n1 −1

(43)

−

−1

P' =

5,3

1,6 1,46

(1,46 −1) −

[

−

+ 1,6

14,8 −1

1,278 −1

10,141,278−1

−

1 −

] = 1,160МПа.

14,81,37−1

1,37 −1

индикаторное давление Pi , МПа, рассчитывается по формуле

P = P'

(44)

108

где – коэффициент полноты индикаторной диаграммы, для дизельных двигателей = 0,92 0,95 .

= 0,95 1,160 = 1,102 МПа.

Индикаторная мощность двигателя

Ni , кВт, является работой, со-

вершаемой газами внутри цилиндра в единицу времени:

Pi Vh i n

(45)

где Vh – рабочий объем одного цилиндра, л; i

– число

цилиндров;

– тактность двигателя.

1,102 1,923 6 2300

= 243,7 кВт.

Под индикаторным КПД понимается доля теплотворной способности

топлива, используемая для осуществления индикаторной работы цикла.

Индикаторный КПД

i определяется по формуле

i =

;

Hи

k V

(46)

1,102

14,452 1,7

= 0,482 .

42,50А1,52 0,87

Инд каторный удельный расход топлива gi , г/кВт·ч, рассчитывается

по формуле

3600

;

Hи

(47)

gi =

3600

= 176 г/кВт·ч.

42,50

0,482

109

можно определить по формуле

1.7. Эффективные показатели двигателя

Все показатели работы двигателя, снимаемые с коленчатого вала, называют эффективными. То есть эффективные показатели – это индикаторные за вычетом потерь: механических в КШМ, на приведение в действие вспомогательных механизмов и на совершение процессов впускавыпуска.

Среднее давление механических потерь Pм , МПа, приближенно

Pм = А + В п.ср ,

(48)

где

А и

В – эмпирические

коэффициенты,

A = 0,089 ;

B = 0,0118 ;

п.ср

– средняя скорость поршня, предварительно принимаемая в соответ-

ствии с конструкцией и типом двигателя, м/с.

Средняя скорость поршня п.ср , м/с, рассчитываетсяИпо формуле

Sп nN

;

п.ср

104 3

(49)

125 2300

п.ср =

104 3

= 9,6 м/с;

Pм = 0,089 + 0,0118 9,6 = 0,202

МПа.

Среднее давлен

подсчитывается по при-

е механ ческих потерь Pм

веденным формулам

ез учета качества применяемых масел,

поверхно-

стей трен

я, наддува

теплового состояния двигателя.

Поэтому полученноебзначение Pм , прежде чем принимать в даль-

нейш е расчеты, необход мо критически оценить.

реднее эффект вное давление Pе , МПа – это отношение эффектив-

ной работы на коленчатом валу двигателя к единице рабочего объема цилиндра, определяется по среднему индикаторному давлению по формуле

Pе = Pi − Pм ;	(50)
	(50)
Pе = 1,102 − 0,202 = 0,9 МПа.

110

Механический КПД м , представляет собой отношение среднего эффективного давления к индикаторному, определяется по формуле

			=	Pе		;
		м					(51)
				Pi

=		0,9			= 0,817 .

м	1,102

Эффективный КПД е – это отношение количества теплоты, эквива-

Эффективная мощность АNe . кВт, представляетДсобой полезную работу, получаемую на коленчатом валу двигателя в единицу времени, и может

лентной полезной работе на коленчатом валу двигателя, к общему количеству теплоты, внесенной в двигатель с топливом. Связь между эффектив-

ным и механическим КПД определяется по формуле

е = м i ;	(52)
	(52)
	И
e = 0,817 0,482 = 0,394 .

быть определена по индикаторной мощности по формуле

		Ne = Ni м ;				(53)
						(53)
С	Ne = 243,7 0,817 = 199 кВт.
С
Эффект вныйбудельный расход топлива						ge , г/кВт·ч, вычисляется по
формуле
и ge =			3600		;
и ge =					;
			Hи е			(54)
	ge =	3600		= 215 г/кВт·ч.


		42,50 0,394

111

Часовой расход топлива GТ , кг/ч, определяется по формуле
G	= g	e	N	e	10−3	;
Т		e		e			(55)
							(55)
G = 215 199 10−3 = 42,8 кг/ч.
T						И
						И
1.8. Основные размеры цилиндра и двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и эффективному давлению находят литраж двигателя, рабочий объем цилиндра и диаметр цилиндра.

Литраж двигателя Vл , л, вычисляется по формуле

30 Ne(max )

;

Pe nN

(56)

30 4 187

= 10,84 л.

0,9 2300

Рабочий объем цилиндра Vh , л, определяется по формуле

V =

VЛ

;

(57)

10,84

1,81

л.

Д аметр ц л ндра D , мм, рассчитывается по формуле

D = 100 2

4 Vh

;

(58)

D = 100

4 1,81

135,82 мм.

3,14 1,25

Окончательно принимаем D = 140

мм,

S = 125 мм.

По окончательно принятым значениям S и D определяются основные параметры и показатели двигателя.

112

Площадь поршня F

, мм2, рассчитывается по формуле

F =

;

(59)

F =

3,14 140

= 15386 мм2.

Литраж двигателя VЛ , л, рассчитывается по формуле

S i

;

4 106

(60)

3,14 140

125 6

4 106

11,54 л.

Эффективная мощность Ne , кВт, определяется по формуле

бe

VЛ

;

(61)

0,9 2300 11,54

= 199 кВт.

30 4

Расчетный крутящ й момент Me , Н·м, вычисляется по формуле

M =

3 104

;

(62)

3 10

199

= 826,64 Н·м.

3,14

2300

Часовой расход топлива GТ , кг/ч, находится по формуле

= N

10−3 ;

(63)

GT = 199 215 10−3 = 42,8 кг/ч.

113

Средняя скорость поршня п.ср , м/с, определяется по формуле


	=	S n		;
п.ср					(64)
	3		104

		=	125 2300	= 9,583 м/с.
	п.ср		3 104


1.9. Тепловой баланс двигателя

эффективный КПД е цикла уменьшается поДсравнению с термическим t . Распределение тепловой энергии топлива, сгоревшего в цилиндре дви-

При сгорании топлива в цилиндре двигателя выделяется тепло, ко-

торое не может полностью преобразоваться в полезную работу. Термоди-


намический КПД t	всегда меньше единицы из-за передачи части тепла
холодному источнику.		И
холодному источнику.

Кроме того, в реальном двигателе потери тепла возникают еще и из-за трения, теплообмена, неполноты сгорания и других причин. В результате

гателя, на полезную ра оту и тепловые потери характеризуется внешним тепловым балансом. При помощи теплового баланса можно установить степень совершенства использования тепловой энергии в двигателе и наметить

пути устранен я пр ч н, пон жающих экономичность двигателя.
	А
Уравнен е внешнего теплового		аланса в общем виде выглядит сле-
дующ м образом:
б
Q = Qe	+ Qм + Qв + Qr + Qнс + Qs ,		(65)

где Q – общее	теплоты,	выделенное при сгорании топлива,
количество		полезной работе топлива, Дж/с;
Дж/с; Qe - теплота, эквивалентная
Qм – теплота, эквивалентная механическим потерям, Дж/с; Qв – теплота,

Спередаваемая охлаждающей жидкости, Дж/с; Qr – теплота, унесенная с отработавшими газами, Дж/с; Qнс – теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива, Дж/с; Qs – неучтенные потери теплоты.

114

Общее количество теплоты рассчитывается по формуле

Q =

H u GT

;

(66)

3,6

Q =

42500 42,8

= 505278

Дж/с.

3,6

Теплота, эквивалентная полезной работе топлива, определяется по

формуле

Qe =

1000 Ne

;

(67)

= 1000 199 = 199000

ж/с.

Теплота, эквивалентная механическим потерям, вычисляется по

формуле

Qм = 1000 (Ni − Ne );

(68)

Qм

= 1000 (243,7 −199) = 44700

Дж/с.

коэффициент

Теплота, передаваемая охлаждающей жидкости, определяется по

формуле

Q =

с i D1+2 m nm (H − H )

Hи

(69)

где с

–

пропорциональности для четырехтактных двигате-

лей,

с = 0,45 0,53 ; i

- число цилиндров; D –

диаметр цилиндра, см;

n – частота вращения коленчатого вала, об/мин;

m – показатель степени

для четырехтактных двигателей. Для дизельных двигателей с наддувом, m = 0,67 .


Qв =	0,45 6 14,01+ 2 0,67		2300 0,67	(42500 − 0)	= 136525	Дж/с.
	1,7	42500

115

Теплота, унесенная с отработавшими газами, определяется как разность между теплотой, унесенной с отработавшими газами, и теплотой,

внесенной свежим зарядом, находится по формуле

Q =

(mc

)tr + 8,315 t

− M (mc

)tk

+ 8,315 t ,

(70)

3,6

где (mc

)tr

– теплоемкость отработавших газов, определяется методом ин-

терполяции по табл. 3.8, 3.9 [2];

tr = Tr − 273 = 700 − 273 = 427 °C;

(mcv )t20

– теплоемкость свежего заряда, определяется по табл. 3.6 [2] столбец

«Воздух»;

t0 = tk

= Tk

− 273 = 344 − 273 = 71°C.

42,8

0,8815 23,127 + 8,315 427 − 0,85 20,816 + 8,315 71 =

3,6

= 119801 ж / с.

Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива, определяет-

ся по формуле

= Hu GT

;

нс

3,6

(71)

0 35,426

=Дж0 /с.

нс

3,6

Неучтенные потери теплоты рассчитываются по формуле

Qs = Q − (Qе

+ Qм + Qв + Qr

+ Qнс );

(72)

Qs = 505278 − (199000 + 44700 +136525 +119801 ) = 5252 Дж/с.

Таблица 3

Тепловой баланс двигателя

оста

теплового ба-

Количество теплоты, Дж/с

вляющие

ланса

199000

39,38

44700

8,85

Qв

136525

27,02

119801

23,71

5252

1,04

505278

100,00

116

2.ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

2.1.Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму построим аналитическим методом. При этом необходимо учитывать следующие допущения:

-давление в процессе впуска постоянно и равноИдавлению в конце

впуска;

-давления в процессе сжатия и расширения изменяются по полит-Д

AB =

Sп

(73)

где MS – масштаб хода поршня,

MS = 1,1.

AB =

125

=114 мм.

1,1

Отрезок

OA , мм, соответствует о ъему камеры сгорания, находится

по формуле

OA =

;

б−1

(74)

OA =

114

= 8,26 мм.

14,8 −1

Отрезок z1 − z , мм, для дизелей, работающих по циклу со смешан-

ным подводом теплоты, определяется по формуле

С z1 − z = OA ( −1);

(75)

z1 − z = 8,26 (1,46 −1) = 3,80 мм.

117

Максимальная высота диаграммы, мм, отображающая точку z - конец процесса сгорания, вычисляется по формуле

z =	Pz	,
z =		,
	M P	(76)

где M P – масштаб давлений, MP = 0,05 .

z =

8,48

= 169 мм.

0,05

Определим в миллиметрах ординаты характерных точек диаграммы:

точка a – конец процесса впуска, определяется по формуле

a =

;

(77)

M P

a =

0,132

= 2,64 мм.

0,05

точка с – конец процесса сжатия, находится по формуле

с =

Pс

;

(78)

c =

5,30

= 106 мм.

0,05

точка b – конец процесса расширения, определяется по формуле

b =

;

M P

(79)

b =

0,439

= 8,78 мм.

0,05

118

точка r – конец процесса выпуска, вычисляется по формуле

r =

;

(80)

r =

0,11

= 2,2

мм.

0,05

P0 – атмосферное давление, определяется по формуле

;

M P

(81)

P =

0,1

= 2

мм.

0,05

При аналитическом методе построения политроп сжатия и расшире-

ния вычисляется ряд точек для промежуточных объемов, расположенных
		б
между V и	V	по уравнению политропы сжатия P V n1 = const, и между
c	a
							n2
Vz и Vb по уравнению политропы расширенияДP V = const . Для полит-
ропы сжатия это означает, что
		P V n1		= P V n1			,
		x	x		a	a
откуда
С		P		V		n1
		P	= P		a	,
		x	a				(82)
				Vx			(82)
а для пол тропы расш рения
иP V n2				= P V n2			,
		x	x		b	b
откуда
		P		V		n2
		P	= P		b	.
		x	b				(83)
				Vx			(83)

119

Отношение	Va	изменяется в пределах 1 , а отношение	Vb	для ди-
	Vx		Vx

зельных двигателей в пределах 1 .

При аналитическом методе построения диаграммы определение ординат расчетных точек политроп сжатия и расширения удобно проводить

в табличной форме (табл. 4). В таблице отрезок OB

представляет собой

объемы цилиндра Va = Vb ,

выраженные

в выбранном масштабе, а

OX – объем Vx

цилиндра в искомой точке, в которой в данный момент

находится поршень также в выбранном масштабе.

Давление, МПа, в произвольно выбранной точке политропы сжатия

определяется по формуле

Px = Pa

OB n1

;

(84)

122

1,37

Px = 0,132

= 5,295 МПа.

8,26

Определим в миллиметрах давление в произвольно выбранной точке

политропы сжатия по формуле

P =

;

M P

(85)

P =

5,295

= 106 мм.

0,05

Давлен е,

МПа, в про звольно выбранной точке политропы расши-

рен я наход тся по формуле

= Pb

OB n2

;

(86)

122

1,278

Px = 0,439

= 8,433 МПа.

12,06

120

Определим в миллиметрах давление в произвольно выбранной точке политропы расширения по формуле

				P =	8,433			= 169 .
				P =				= 169 .
				x	0,05
					0,05
														Таблица 4
			Данные политроп сжатия и расширения

			Политропа сжатия								Политропа расширения
OX ,	OB		1,37				Px					1,278			Px
			OB	Px ,					,		OB		Px ,			,


мм	OX			МПа			M P						МПа		M P
мм	OX						M P								M P
		OX					мм			OX					мм
							мм								мм
8,26	14,8		40,11	5,295		106					–		–		–
12,06	10,1		23,76	3,136		62,72					19,21		8,433	169
30	4,1		6,91	0,912		18,24					6,07		2,665	53,30
45	2,7		3,90	0,515		10,30					3,56		1,563	31,26
													И
60	2,0		2,59	0,342		6,84					2,43		1,067 21,34
75	1,6		1,90	0,251		5,02					1,82		0,799	15,98
90	1,4		1,59	0,210		4,20					1,54		0,676	13,52
105	1,2		1,28	0,169		3,38					1,26		0,553	11,06
122	1,0		1,00	0,132		3					1,00		0,439	8,78
										Д
			2.2. Внешняя скоростная характеристика
				А
			б

ности Ne , момента Me , удельного ge и часового GT расходов топлива от

частоты вращен я дв гателя ne . Эту характеристику определяют либо при

Скоростнаяпостроихарактеристика двигателя включает зависимость мощ-

полной подаче топл ва (педаль подачи топлива нажата на максимальный Сход) – внешняя скоростная характеристика, либо при частичных подачах

топл ва (педаль подачи топл ва находится в промежуточных положениях) – част чные скоростные характеристики.

Внешнюю скоростную характеристику вновь проектируемого двига-

теля можно ть достаточной степенью точности по результатам

теплового расчета двигателя, проведенного для одного режима – режима максимальной мощности Nmax при nN .

Расчет и построение кривых скоростной характеристики в этом случае для дизельных двигателей ведется в интервале от nmin = 350 700 до nN об/мин.

Расчетные точки выбираются через определенный интервал частоты вращения двигателя nx .

121

Точки кривой эффективной мощности для дизельного двигателя с неразделенными камерами находятся по эмпирической формуле Лейдермана

Nex

= Ne

0,87

+ 1,13

−

(87)

где Nex – эффективная мощность в рассчитываемых точках скоростной

характеристики, кВт; nx		– частота вращения коленчатого вала в рассчиты-
ваемых точках скоростной характеристики, об/мин.
			Д
	600		600	600	2
Nex = 199	2300	0,87 + 1,13	2300	−		= 56,9 кВт.
	2300		2300	2300

Точки кривой эффективного крутящего момента

M ex , Н·м, опреде-

ляются по формуле

3 104 N

;

(88)

3 104 56,9

= 906

Н·м.

3,14 600

Значен я в расчетных точкахАсреднего эффективного давления pex ,

МПа, выч сляются по формуле

бp =

Nex

;

Vл nx

(89)

56,9 30 4

= 0,986

МПа.

11,54 600

122

Удельный эффективный расход топлива gex , г/(кВт·ч), для дизель-

ного двигателя с неразделенными камерами в искомой точке вычисляется по формуле

gex = geN

−1,55

1,55

(90)

где geN – удельный эффективный

расход

топлива

при

максимальной

мощности, г/(кВт·ч).

−3

= 215

1,55 −1,55

600

= 261

г/(кВт·ч).

2300

Часовой расход топлива

GTx

, кг/ч, в искомой точке вычисляется по

формуле

= g

10−3 ;

(91)

GTx = 261 56,9 10

= 14,85 кг/ч.

при

(92)

Для определения коэффициента наполнения V

в расчетных точках

необход мо задаться законом изменения по частоте вращения.

Значен

nN пр

нято в начале теплового расчета.

В д зелях при ра оте по скоростной характеристике с увеличением

несколько увеличивается.

частоты вращен я значен е

Для четырех-

тактного д зельного дв гателя можно принять линейное изменение , при этом:

nmin = (0,7 0,8) nN ;

nmin = 0,74 1,7 = 1,26 .

123

После выбора закона изменения коэффициента избытка воздуха можно определить V в расчетных точках по формуле

									=	pex l0 x gex					;
								V	=						;
								V				3600 k							(93)
												3600 k							(93)
							0,986 14,452 1,26 261										И
					V	=										= 0,856 .
									3600 1,52
	Результаты расчетов заносим в табл. 5.
														Д					Таблица 5
					Параметры скоростной характеристики

	n ,		Ne , кВт		Me ,				pe ,				V					ge ,	GT , кг/ч
	об/мин				Н·м				МПа									г/(кВт·ч)
					Н·м				МПа									г/(кВт·ч)
									А
	600		56,9		906				0,986				0,856			1,26		261	14,85
	1000		101,4		969				1,054				0,867			1,36		229	23,22
	1500		153,4		977				1,063				0,866			1,49		207	31,75
	2000		190,0		908				0,988				0,871			1,62		206	39,14
	2300		199,0		827				0,900				0,869			1,70		215	42,79
				б
	По скоростной характеристике вычисляем коэффициент приспособ-
	ляемости K по формуле
		и							K =			Memax		;					(94)
												Me
													N
С									K =		983		= 1,19 .
									K =				= 1,19 .
									827
									827

По коэфф ц енту пр способляемости определяют способность двигателя к внешней нагрузке, а именно способность преодолевать временные краткосрочные перегрузки.

124

3. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПРОЕКТИРУЕМОГО ДВИГАТЕЛЯ И ПРОТОТИПА

Таблица 6

Сравнительная оценка показателей проектируемого двигателя и прототипа


		И
Наименование	Проектируемый двигатель	Прототип
Мощность двигателя Ne , кВт	199	184
Частота вращения коленчатого	2300	2100
вала nN , об/мин
Степень сжатия	14,8	15,1
Диаметр цилиндра D , мм	140,0	110,0
Рабочий объем цилиндров дви-	10,84	7,12
гателя Vл , л	10,84	7,12
гателя Vл , л
Среднее эффективное давление	0,900	1,477
pe , МПа	0,900	1,477
pe , МПа
Литровая мощность N Л , кВт	А
Литровая мощность N Л , кВт	18,36	22,84
Удельный эффективный расход	215	218
топлива ge , г/(кВт·ч)
б

В конструкции проектируемого двигателяДв отличие от прототипа был увеличен диаметр цилиндра, за счет чего изменились такие показате-

ли, как степень сжатия и ра очий о ъем цилиндров двигателя (табл. 6). Был сндвигжен удельный эффективный расход топлива и увеличена мощность ателя по сравнению с прототипом.

125

Окончание прил. 6

Библиографический список

1.Автомобильные двигатели : конспект лекций / П. Л. Шевченко. − Омск :

СибАДИ, 2014. − 212 с.

2.Колчин, А.И. Расчѐт автомобильных и тракторных двигателей : учеб. пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов. − Москва : Высшая школа, 2008. – 493 с.

3.Двигатели внутреннего сгорания : учебник : в 3 кн. / ред. : В.Н. Луканин, М.Г. Шатров. − 3-е изд., перераб. и доп. − Москва : ВысшаяИшкола, 2007. − Кн. 1 : Теория рабочих процессов. − 2007. − 479 с.

4.Двигатели внутреннего сгорания : учебник : в 3 кн. / ред. : В.Н. Луканин, М.Г. Шатров. − 3-е изд., перераб. − Москва : Высшая школа, 2007. − Кн. 3 : Компьютерный практикум. Моделирование процессов в ДВС. − 2007. − 414 с.Д

		А
	б
и
С

126

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1314 / 1414

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
07.01.20214.68 Mб72260.pdf
#
07.01.20214.72 Mб402261.pdf
#
07.01.20214.72 Mб302262.pdf
#
07.01.20214.73 Mб112263.pdf
#
07.01.20214.74 Mб52264.pdf
#
07.01.20214.76 Mб1392265.pdf
#
07.01.20214.77 Mб52266.pdf
#
07.01.20214.79 Mб52267.pdf
#
07.01.20214.82 Mб42268.pdf
#
07.01.20214.82 Mб32269.pdf
#
07.01.2021359.76 Кб1227.pdf