И. Ф. Дьяков, Р.А. Зейнетдинов Проектирование автотракторных двигателей учебное пособие

10

Давление заряда в конце наполнения ра. Давление pа(МПа) определяют пре-

небрегая незначительным изменением плотности свежего заряда при его движении во впускной системе и принимая начальную скорость воздуха ωв=0

= − (β2 + ξ )ω2 ρ −6

pa pK вп• вп K 10 , (2.1)

2

где pк − давление воздуха на впуске, МПа, при отсутствии наддува pк=p0 и ρк=ρ0; β − коэффициент затухания скорости движения заряда, в рассматриваемом сечении; ξвп. − коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенной к наиболее узкому ее сечению; ωвп. − средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах); ρк и ρ0 − плотность заряда на впуске соответственно при наддуве и без него.

По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номи-

нальном режиме (β2 + ξвп.) = 2,5 … 4 и ωвп = 50 … 130 м/с.

Плотность заряда, кг/м3, на впуске

где Rв − удельная газовая постоянная воздуха

= μR = 8314 =

RB μB 28,36 287,

где μR = 8314 Дж/(кмоль град) − универсальная газовая постоянная; Тк −температура заряда на впуске, К, (при отсутствии наддува Тк = Т0).

Ориентировочно для четырехтактных ДВС без наддува pа= (0,85…0,9)p0, для четырехтактных с наддувом pа = (0,9…0,96) pк.

Коэффициент остаточных газов γr Величина коэффициента остаточных газов γr характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и определяет относительное содержание их в горючей смеси.

Коэффициент остаточных газов для четырехтактных дизелей: без учета продувки и дозарядки цилиндра

более высокооборотных двигателей. При отсутствии дозарядки Ψдоз = 1; ϕt −

11

коэффициент, учитывающий различие в теплоемкостях свежего заряда и остаточных газов (коэффициент неравенства теплоемкостей)

Значение коэффициента ϕt зависит от коэффициента избытка воздуха α1

(табл. 2.1).

Температура в конце впуска Ta без учета дозарядки цилиндра и неравен-

В современных четырехтактных двигателях температура в конце впуска

Коэффициент наполнения ηV характеризует качество процесса впуска и представляет собой поправку, учитывающую отклонения условий внутри цилиндра от условий на впуске в двигатель.

Для четырехтактных двигателей с учетом продувки, дозарядки цилиндра и неравенства теплоемкостей остаточных газов и свежего заряда:

12

Если пренебречь продувкой, дозарядкой и неравенством теплоемкостей, то ϕ0r = Ψдоз = ϕt = 1. Тогда

Коэффициент наполнения для автотракторных ДВС при работе на номи-

При специально настроенных впускных системах значения ηV могут достигать до 1,0 и выше за счет использования инерционно-волновых явлений.

2.2. Процесс сжатия

Процесс сжатия характеризуется давлением рс и температурой ТС рабочего тела в конце процесса.

где n1 − показатель политропы сжатия.

Значение n1 может быть определено по номограмме (рис.2.1) или методом последовательных приближений со степенью точности, равной 0,001, по формуле [16]

где k1 − показатель адиабаты.

Задаваясь любым значением k1 = 1,35...1,38 и решая данное уравнение методом последовательных приближений, определяем новое искомое значениеn1 .

Значение показателя адиабаты k1 по номограмме (рис.2.1) определяется следующим образом. Через принятое значение степени сжатия ε проводится ордината до пересечения с соответствующей кривой температур Ta . Через

полученную точку пересечения проводят линию, параллельную оси абцисс до пересечения с осью ординат, на которой нанесены в масштабе значения k1.

Показатель адиабаты k1 служит ориентиром для уточнения при выборе n1, исключающим грубые ошибки и в следствие искажения теплообмена между сжимаемым зарядом и стенками цилиндра. Можно полагать, что

n1 = k1+−00,,0204.

13

Рис.2.1. Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия k1

Значения показателя политропы сжатия n1 зависящего от частоты вращения коленчатого вала, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, интенсивности охлаждения цилиндров и т.д., обычно лежат в пределах: для бензиновых и газовых двигателей 1,3...1,39; для двигателей без наддува 1,35…1,4; для дизеля с наддувом (при давлении наддува pк ≤ 0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) 1,35...1,38.

Величина n1 возрастает с увеличением частоты вращения вала двигателя, а также с уменьшением отношения поверхности охлаждения к объему цилиндра. Падает n1 c увеличением степени сжатия и увеличением интенсивности охлаждения. В двигателях с воздушным охлаждением.

16

Если в соединении вида СnНmОr число атомов водорода m < (4 −2r), то изменение объема М отрицательно, т.е. объем рабочего тела в результате сгорания уменьшится. При m > (4 − 2r) значение М положительно, т.е. объем рабочего тела возрастает.

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси (теоретический ко-

Коэффициент молекулярного измерения рабочей смеси (действительный

где Мz = М2 + Мr − число молей газов после сгорания в точке Z; Мс = М1 + Мr − число молей газов в конце сжатия до сгорания в точке С. Значения μ в за-

Средняя мольная теплоемкость mc продуктов сгорания. Для расчетов рабочих процессов двигателей обычно пользуются средними мольными теплоемкостями при постоянном объеме mcv и при постоянном давлении mcp .

Тогда mcV′′ продуктов сгорания при V = const.

где ri − объемная доля каждого газа, входящего в состав продуктов сгорания, определяется по формуле ri = Мi/М2, при этом Σri = 1.

При неполном сгорании топлива (α < 1) продукты сгорания состоят из смеси углекислого газа СО2 , окиси углерода СО, водяного пара Н2О, свободного водорода Н2 и азота N2 .

При этом

При полном сгорании топлива (α ≥ 1) продукты сгорания состоят из смеси углекислого газа, водяного пара, азота, а при α > 1 и кислорода. При этом

Для определения средних мольных теплоемкостей отдельных газов в зависимости от температуры используют либо эмпирические формулы в виде mcv = a + b T, либо справочные таблицы или графики [К].

Для теплоемкости продуктов сгорания в зависимости от α могут быть ис-

Теплоемкость продуктов сгорания газовых двигателей mc в зависимости от α может быть определена по формуле для бензиновых двигателей.

Максимальная температура газов в процессе сгорания Tz (K) определяется из уравнений сгорания: для дизелей

для газовых двигателей

18

где ξ − коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания рабочей смеси; λ − степень повышения давления в дизеле (обычно задается); HU − низшая теплота сгорания автотранспортных топлив кДж/К или кДж/м3; HU − потеря части теплоты сгорания из-за химической неполноты сгорания топлива при α < 1

где L0 − теоретически необходимое количество воздуха в киломолях для сгорания 1 кг топлива.

В уравнения сгорания входят две неизвестные величины: максимальная температура сгорания Tz и теплоемкость продуктов сгорания mc при этой же температуре. При подстановке в уравнения сгорания выражений для средних молярных теплоемкостей продуктов сгорания получаем уравнения второго порядка относительно Tz:

ATz2 + BTz + C = 0,

Значения температуры и давления в конце сгорания при работе с полной

Для автотракторных дизелей ρ = 1,2...2,4, а для бензиновых и газовых двигателей ρ = 1.

19

Степень повышения давления при сгорании (карбюраторные двигатели)

Для бензиновых двигателей λ = 3…4, для газовых λ = 3…5.

2.4. Процессы расширения и выпуска

Давление и температура газов в конце расширения определяются по формулам политропного процесса:

для дизельных двигателей

ропы расширения.

Средний показатель n2 можно определить по номограмме (рис.2.2) или по формуле,

Уравнение решается методом последовательных приближений с заданной степенью точности (0,001).

Определение k2 по номограммам (рис. 2.2 и 2.3) проводится следующим образом: по имеющимся значениям ε (или δ для дизеля) и Tz определяют точку, которой соответствует значение k2 при α = 1. Для нахождения значения k2 при заданном α необходимо полученную точку перенести по горизонтали

на вертикаль, соответствующую α = 1, и далее параллельно вспомогательным кривым до вертикали, соответствующей заданному значению α.

Средние значения величины n2 для различных современных автотракторных двигателей изменяются в пределах (для номинальной нагрузки):