Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

2. Определение потерь теплоты от неполноты сгорания (в расчете на 1 кг топлива):

АНи = 114(1 - а)Ц = 114 • (1 - 0,9) • 0,512 = 5,837 « 5,84 МДж/кг.

3. Определение теплоты сгорания рабочей смеси:

4.Определение действительного значения коэффициента молярного изменения рабочей смеси:

=1,08+0,0534

р1 + Y 1 + 0,0534

5.Определение максимальной температуры цикла сгорания.

Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в ДсИЗ, приведенное к рабочему виду:

U + 7 U"

1 + у

где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс\ U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс\ U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тг.

Размерность величин Uc, U"9 U", Нш — МДж/кмоль.

Определение максимальной температуры цикла Tz сводится к решению

уравнения (1). Для применения аналитического метода решения необходимо найти числовые значения Uc, U", U".

Используем линейные аналитические зависимости средних молярных теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от температуры t, которые имеют следующий вид, кДжДкмоль • К):

Ixcoi = а( + bf.

Значения коэффициентов at и для различных газов приведены в прил. 2 для двух различных интервалов температур. Интервал температур от 0 до 1500 °С используется для вычисления Uc и U" а интервал от 1500 до 2 800 °С — для вычисления U".

В аналогичном виде представим среднюю молярную теплоемкость смеси продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов, кДжДкмоль • К),

Здесь

t-tc или t = tz;

Сначала вычисляем левую часть уравнения (1), обозначив ее FXi МДж/кмоль:

к г, u e +yu: _ F 1 + у

для чего предварительно определим значение внутренней энергии воздуха при температуре tci использовав значения коэффициентов а и b из прил. 2 для диапазона температур 0... 1500 °С:

Uc = (a + btc)tc = (20,53 + 2,705 •10"3- 477) • 477 • 10'3 = 10,4 МДж/кмоль.

Для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc найдем коэффициенты А и В из уравнения (2) по выражениям (3) и

(4) с использованием значений коэффициентов а и b из прил. 2 также в диапазоне температур 0... 1500 °С:

А= 30,08 • 0,1121 + 24,83 • 0,1286 + 20,42 • 0,717 + 20,54 • 0,02825 +

+20,41 • 0,01412 = 22,074 кДжДкмоль • К)

В= (10,58 • 0,1121 + 5,275 • 0,1286 + 2,348 • 0,717 + 2,681 • 0,02825 +

+ 1,21 • 0,01412) • 10"3 = 3,641 • 10"3 кДжДкмоль • К2).

Теперь найдем значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc:

U';= (А + Btc)tc = (22,074 + 3,641 • 10"3- 477) • 477 • 10"3 = = 11,358 МДж/кмоль,

после чего вычислим значение Fx по формуле:

Обозначим FJ\х = Щ = D = 75,975/1,076 = 70,608 МДж/кмоль. Выражение для определения внутренней энергии продуктов сгорания

С учетом введенного обозначения U" уравнение (5) будет иметь вид

Btz2 + Atz- D = 0,

откуда значение температуры

tz = -A + jA2+4BD

Значения коэффициентов А и Вт уравнения (6) находим по выражениям (3) и (4) с использованием значений коэффициентов аиЬиз прил. 2, но

уже в диапазоне температур 1500... 2 800 °С:

А= 39,123 • 0,1121 + 26,670 • 0,1286 + 21,951 • 0,717 + 22,49 • 0,02825 +

+19,678 • 0,01412 = 24,468 кДжДкмоль • К);

В= (3,349 • 0,1121 + 4,438 • 0,1286 + 1,457 • 0,717 + 1,43 • 0,02825 +

+1,758 • 0,01412) • 10"3 = 2,056 • 10"3 кДжДкмоль • К2);

-А + у!А2 + 4ВР

Таким образом, Тг = 2674 К.

Характерные значения Тг находятся в пределах 2600...2900 К.

6. Определение максимального давления рабочего цикла. Степень повышения давления в цикле определяется по формуле

Характерные значения X находятся в пределах 3,20...4,20. Тогда максимальное давление

pz = Хрс = 3,836 • 1,82 = 6,98 МПа.

Характерные значениярг находятся в пределах 5... 8 МПа. Действительное значение максимального давления pZJX, необходимое для

выполнения динамических и прочностных расчетов, определяем с учетом увеличения объема над поршнем к моменту достижения максимума давления:

р.л = 0,85р. = 0,85 • 6,98 = 5,933 МПа.

Расчет процесса расширения

При расчете процесса расширения для ДсИЗ считают, что этот процесс протекает в течение всего хода поршня от ВМТ к НМТ. Сам процесс расширения условно считается политропным с постоянным показателем политропы п2.

1. Выбор показателя политропы расширения п2 (табл. П19.6).

* Выбор числового значения п2 в данном случае обусловлен однонаправленным

влиянием двух основных факторов: высокой частоты вращения двигателя и относительно высокой степенью сжатия. Эти факторы способствуют затягиванию процесса сгорания и, следовательно, определяют меньшие значения п2.

2. Определение параметров рабочего тела в конце цикла расширения:

^ = | г = | ? = 0 ' 4 5 7 7 ~ 0 ' 4 5 8 М П а ;

Характерные значениярь находятся в пределах 0,35...0,50 МПа, а характерные значения Ть — в пределах 1200... 1600 К.

3. Проверка правильности выбора параметров остаточных газов. Проверку правильности выбора значений давления рг и температуры Тг

остаточных газов выполняем по формуле

iiZL = 1017 к.

з 0,448

Отклонение расчетного значения температуры остаточных газов Т* от ее заданного значения Tr = 1000 К составляет 1,7 %, т.е. находится в допустимых пределах (3... 4 %).

Определение индикаторных показателей двигателя

1. Выбор исходных параметров (табл. П19.7).

Таблица П19.7

* Выбор данного числового значения обусловлен высоким скоростным режимом двигателя.

2. Определение расчетного и действительного средних индикаторных давлений.

Определение расчетом давлений в характерных точках рабочего цикла позволяет построить расчетную индикаторную диаграмму за два хода поршня (сжатия и расширения). Такая диаграмма включает в себя условные политропные процессы сжатия и расширения, изохорный процесс подвода теплоты, а также изохорный процесс отвода теплоты.

Определяем расчетное среднее индикаторное давление:

Соответствующее уменьшение действительного среднего индикаторного давления р{ по сравнению с расчетным значением piHC учитывается с помо-

щью коэффициента полноты индикаторной диаграммы срп д. В соответствии с выбранным значением фп д = 0,95 получим:

Pi = р,фп д = 1,145 • 0,95 = 1,087 МПа.

Характерные для ДсИЗ без наддува значенияpt = 0,9... 1,2 МПа.

3. Определение индикаторного КПД и удельного индикаторного расхода топлива.

Для определения индикаторного КПД используется уравнение связи между средним индикаторным давлением р( и основными параметрами рабочего процесса (уравнение Б. С. Стечкина):

Ни Л/

Pi =-Г—

/0 а

Здесь Ни — МДж/кг; /0 — кг/кг; pt — МПа, р0 — кг/м3.

Тогда индикаторный КПД

=Pial0 = 1,087-0,9-14,956 = Q 3 3 2

Hup0r\v 44-1,169-0,857 '

Удельный индикаторный расход топлива

Характерные для ДсИЗ значения г|, = 0,28... 0,38; & = 215... 290 г/(кВт • ч).

Определение механических (внутренних) потерь

иэффективных показателей двигателя

1.Выбор исходных параметров.

Предварительному выбору подлежат значения коэффициентов а и b

эмпирической формулы для определения среднего давления механических потерь рм п и значение средней скорости поршня сп (табл. П19.8).

Определение размеров цилиндра

Размеры цилиндра определяются исходя из заданной эффективной мощности Ne, заданного скоростного режима лном и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.

1. Выбор исходных параметров.

Предварительному выбору подлежит коэффициент короткоходности

*Выбор данного значения обусловлен высокой частотой вращения двигателя

вцелях некоторого ограничения средней скорости поршня.

2. Определение рабочего объема двигателя.

Используем известное выражение для определения эффективной мощности, кВт:

е30т

где ре — МПа; iVh — л; я — мин1; Ne — кВт; т — коэффициент такгности (для четырехтактных двигателей т = 4).

Откуда

Рабочий объем одного цилиндра

К= Ш = Ш : = 0 , 5 7 5 5 л.

3.Определение размеров цилиндра.

Диаметр цилиндра

»

Ход поршня

S= DK= 96 • 0,84 = 80,6 мм.

Полученный ход поршня округляется до ближайшего целого четного значения S = 80 мм.

4. Определение средней скорости поршня.

Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по значению хода поршня S (выраженному в метрах) и заданному скоростному режиму:

Расхождение полученной скорости поршня с ранее принятым значением не превышает 10%, следовательно, пересчета механических потерь не требуется.

5. Уточнение рабочего объема двигателя и его поминальной мощности. Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности выполняется после определения размеров цилиндра и округления хода поршня S и диаме-

тра D до стандартных значений:

6. Определение эффективного крутящего момента и литровой мощности двигателя.

Эффективный крутящий момент определяется по значениям уточненной номинальной эффективной мощности Ne ном и номинальной частоты вращения я*ном*.

9550^ном= 9550-90,5 = 1 4 4 Н м

п 6000

Литровая мощность двигателя

Характерные для ДсИЗ без наддува значения лежат в пределах Nn = 35 55 кВт/л.

Итоговая таблица основных показателей и параметров двигателя

По результатам теплового расчета строим индикаторную диаграмму

(рис. П19.1).

Ох 02

S

Рис. П19.9. Индикаторная диаграмма проектируемого двигателя с искровым зажиганием

ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА ДИЗЕЛЯ БЕЗ НАДДУВА ДЛЯ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

Исходные данные для теплового расчета

Основные исходные конструктивные и регулировочные параметры проектируемого двигателя, необходимые для проведения теплового расчета, а также его показатели, которые следует реализовать, приведены в табл. П20.1.

Расчет характеристик рабочего тела

1.Исходные данные для расчета характеристик рабочего тела приведены

втабл. П20.2.