Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

Проверка правильности определения значений выполняется по зависимости J/-, = 1.

Теоретический коэффициент молярного изменения

До =—М2

™ Мх

Для двигателей с искровым зажиганием ц0 = 1,02... 1,12.

Для дизелей ц0 = 1,01... 1,06.

Меньшие значения \х0 соответствуют большим значениям а.

1.3. Расчет процессов газообмена

Условия на впуске в цилиндр. Значения атмосферного давления и температуры окружающей среды на входе в двигатель задаются: р0 = 0,1 МПа; Т0 = 298 К. (Руководитель проекта может изменить значения р0 и Т0.)

Для ДВС без наддува заданные значения р0 и Т0 считаются равными значениям давления рк и температуры Тк рабочего тела перед впускными органами, т. е. рк = р0 и Тк = Т0.

Для ДВС с наддувом в качестве давления рк и температуры Тк рабочего тела перед впускными органами принимаются значения давления и температуры после компрессора или после охладителя

где R — газовая постоянная воздуха, R = 287 Дж/(кг • К).

Для ДВС с наддувом расчет давления рк и температуры Тк перед впускными органами приводится далее.

Исходные данные для расчета процессов газообмена. При расчете процессов газообмена на основании статистических данных задаются:

• параметры остаточных газов — давление рп МПа, и температура Тг9 К. Для ДВС с наддувом значение рг рассчитывается, а температура Тг ограничивается значением 923 К (см. подразд. 1.12);

• температура подогрева свежего заряда на впуске AT, К;

• суммарный фактор сопротивления впускного тракта J}2 + где р — коэффициент затухания скорости потока смеси, £ — коэффициент сопротивления впускной системы;

•средняя за процесс впуска скорость смеси в наименьшем сечении впускного тракта (в клапане) и, м/с;

•отношение теплоемкости остаточных газов к теплоемкости свежего заряда воздуха при постоянном давлении, т.е.

Ф = с'р/ср\

• коэффициент дозарядки ф}.

Ориентировочные значения исходных параметров (для расчета процессов газообмена) приведены в табл. 1.6.

Давление рабочего тела в конце такта впуска (р^. Давление ра

определяется значением гидравлических потерь Ара во впускном трубопроводе, МПа:

Ра=РоАРа-

Для дизелей с наддувом в формулу для определения ра следует подставлять значение давления рк.

Значение гидравлических потерь Ара зависит от скорости v потока смеси и сопротивления впускной системы, МПа:

Д р ^ ф Ч ^ р о - Ю - 6 .

Доя дизелей с наддувом в формулу для определения Ара следует подставлять значение плотности рк.

Проверка правильности определения значения ра:

• для ДсИЗ - р а = (0,8...0,9)р0;

• для дизелей — ра = (0,85... 0,95)р0;

• для дизелей с газотурбинным наддувом —ра = (0,87... 0,97)рк. Значение ра увеличивается с уменьшением пном и уменьшением

сопротивления впускного тракта.

Коэффициент остаточных газов. Коэффициент у остаточных газов зависит от их давления и температуры (рг и Тг), подогрева заряда АТ, температуры окружающей среды Т0 и степени сжатия е:

Значение коэффициента у:

•уменьшается с увеличением степени сжатия (в) и температуры остаточных газов (Тг);

•возрастает с увеличением давления остаточных газов (/?г) и частоты вращения коленчатого вала (п).

Для дизелей с наддувом в формулу для определения коэффициента у вместо температуры Т0 следует подставлять значение температуры Тк и рассчитанное значение давления рг.

Температура рабочей смеси в конце такта впуска (Та). Температура Та зависит от температуры воздуха на входе в двигатель Т0, а также от температуры подогрева заряда во впускном трубопроводе А 7"и температуры его подогрева в цилиндре от остаточных газов (этот подогрев зависит от значений у и Тг)9 К:

т _Го + АГ + фф1уГг 1 + 7Ф1

Для дизелей с наддувом в формулу для определения температу-

температуру Тк.

Ориентировочные значения основных расчетных параметров процессов газообмена приведены в табл. 1.7.

Коэффициент наполнения ту

•возрастает с увеличением давления ра и уменьшается при увеличении температуры ЛТ(Та ) и увеличении коэффициента у;

•возрастает при использовании управляемых впускных систем, а также регулируемых фаз газораспределения;

•возрастает при использовании распределенного впрыскивания бензина в ДсИЗ по сравнению с использованием центрального впрыскивания;

•существенно зависит от фаз газораспределения;

•как правило, уменьшается с увеличением номинальной частоты вращения пном.

1.4. Расчет процесса сжатия

При расчете процесса сжатия предполагается, что он протекает в течение всего хода поршня от нижней мертвой точки (НМТ) до верхней мертвой точки (ВМТ). Сам процесс сжатия считается политропным с постоянным показателем политропы я,.

Выбор показателя политропы сжатия. Значения показателя политропы сжатия пх принимаются с использованием данных, имеющихся в [2].

При выборе значения показателя политропы сжатия следует иметь в виду, что все факторы, способствующие усилению теплоотдачи от заряда к стенкам цилиндра и КС, а также утечки рабочего тела через кольца и клапаны уменьшают значение пх. Аналогично все факторы,

уменьшающие теплоотдачу от заряда и усиливающие подвод к нему теплоты, увеличивают пх.

Значение пх возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала вследствие уменьшения времени теплообмена со стенками и повышения температуры деталей цилиндропоршневой группы, а также вследствие уменьшения утечек заряда.

Большие значения л, характерны для двигателей с воздушным охлаждением.

Меньшие значения пх характерны для двигателей с жидкостным охлаждением, а также для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, которые обеспечивают более интенсивную теплопередачу.

Уменьшение относительной поверхности охлаждения (FN 0 B /VH 9 где FM — площадь поверхности; VH — рабочий объем) снижает теплоотдачу от заряда и увеличивает пь следовательно, значение пх больше:

•в двигателях с большими геометрическими размерами и в короткоходных двигателях;

•в ДсИЗ с шатровыми, полусферическими и полисферическими камерами сгорания;

•в дизелях с полуразделенными камерами сгорания и пристеночным смесеобразованием, так как в последних уменьшается относительная площадь наиболее интенсивно охлаждаемой поверхности.

С увеличением степени сжатия s двигателя:

• повышается температура рабочего тела и увеличивается отвод теплоты от него;

• увеличивается относительная поверхность охлаждения (FNOJV,)\

• повышается температура рабочего тела, что, в свою очередь, увеличивает разность температур газов и стенок, способствуя тем самым усилению теплоотвода в стенки;

• увеличивается теплоемкость рабочего тела, что, в свою очередь, уменьшает значение показателя политропы сжатия пх\

• увеличиваются утечки рабочего тела через зазоры в цилиндропоршневой группе вследствие увеличения давления.

Все эти факторы приводят к тому, что с увеличением степени сжатия s средний показатель политропы пх уменьшается.

Ориентировочные значения показателя политропы сжатия для различных типов ДВС приведены в табл. 1.8.

Расчет параметров рабочего тела в конце процесса сжатия.

Параметры рабочего тела в конце процесса сжатия рассчитываются по следующим известным из курса термодинамики зависимостям:

Ориентировочные значения параметров рабочего тела в конце процесса сжатия приведены в табл. 1.8.

Среди ДсИЗ более высокие значения давления рс и температуры Тс имеют двигатели с большими значениями степени сжатия s и большей частотой вращения п коленчатого вала.

Среди дизелей большие значения рс и Тс имеют быстроходные двигатели с камерой в поршне.

1.5. Расчет процесса сгорания

Целью данного расчета является определение максимального давления и соответствующей ему температуры в процессе сгорания с использованием уравнения 1-го закона термодинамики.

Определение теплоты сгорания рабочей смеси. Теплота сгорания рабочей смеси Нсм определяется количеством энергии, выделяющейся при сгорании 1 кг этой смеси. Значение Нсм в пересчете на 1 кмоль рабочей смеси в дальнейшем используется в уравнении первого закона термодинамики для процесса сгорания.

Для ДсИЗ теплота сгорания рабочей смеси, МДж/кмоль, определяется по формуле

где Ни — низшая теплота сгорания 1 кг топлива, МДж/кг; Мх — количество свежего заряда на 1 кг топлива, кмоль/кг; у — коэффициент остаточных газов.

Потери теплоты (в пересчете на 1 кг топлива), МДж/кг, вследствие неполноты сгорания топлива при коэффициенте избытка воздуха а < 1

АН»= 114(1 - a)L0.

Для дизелей, у которых а > 1, потери теплоты вследствие неполноты сгорания смеси отсутствуют

Необходимое для дальнейших расчетов значение действительного коэффициента молярного изменения рабочей смеси определяется по формуле

Далее расчет необходимо выполнять отдельно для ДсИЗ и дизелей.

Определение максимального давления (р^ и соответствующей ему температуры (Т.') для ДсИЗ. В целях упрощения расчетов кривая изменения давления в процессе подвода теплоты в ДсИЗ заменяется изохорой (рис. 1.1). Такая замена позволяет вместо действительного рабочего цикла ДсИЗ рассматривать цикл в процессе с подводом теплоты при постоянном объеме (V- const).

В этом случае уравнение 1-го закона термодинамики для процесса подвода теплоты (в пересчете на 1 кг топлива) будет иметь вид

где — коэффициент активного тепловыделения в точке z (в точке окончания расчетного процесса подвода теплоты на рис. 1.1); uz — внутренняя энергия рабочего тела в точке z, МДж/кг; ис — внутренняя энергия рабочего тела в точке с (в точке окончания расчетного процесса сжатия), МДж/кг.

Коэффициент активного тепловыделения показывает, какая часть теплоты топлива пошла на увеличение внутренней энергии рабочего тела на участке от начала расчетного тепловыделения (точка с) до дочки Z-

Для ДсИЗ коэффициент активного тепловыделения является единственным параметром, который должен задаваться до проведения расчета.

Всовременных ДсИЗ с распределенным впрыскиванием с s = 9... И

ип = 5 ООО... 6 ООО мин1 значение коэффициента ^ задается в пределах 0,82... 0,90, причем при выборе значения ^ необходимо учитывать, что все факторы, способствующие в процессе сгорания росту теплоотдачи от рабочего тела к стенкам КС, и факторы, снижающие скорость сгорания или усиливающие догорание топлива, а также утечки рабочего тела через кольца и клапаны, уменьшают значение ^:

•с увеличением частоты вращения коленчатого вала уменьшается время теплообмена рабочего тела со стенками КС, повышаются температура деталей цилиндропоршневой группы и скорость сгорания топлива, а также снижаются утечки рабочего тела. Однако из-за уменьшения времени, отводимого на сгорание топлива, увеличива-

Меньшие значения коэффициента характерны для двигателей, использующих состав смеси с а = 0,90...0,95 на номинальном режиме работы. Это объясняется влиянием диссоциации продуктов сгорания, которая максимальна при составах смеси, близких к стехиометрическому.

Значение коэффициента зависит также от типа камеры сгорания:

•большие значения %z характерны для шатровых и полисферических КС, имеющих минимальное отношение (.FK.C/JQ;

•меньшие значения \z характерны для плоскоовальных и клиновых (или полуклиновых) КС, имеющих мощные вытеснители, обеспечивающие интенсивное движение свежего заряда.

После приведения уравнения (1.1) к рабочему виду получим

U +yU"

где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс в точке с, МДж/кмоль; U" — внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс, МДж/кмоль; Щ — внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при тем-

на ранее (у, ц, Нш).

Значение внутренней энергии отработавших газов U" при температуре Тс определяется с учетом объемных долей компонентов этих газов (г,) и их внутренней энергии {Uc)\

Щ = ^ г Щ = гС02ЩС02 +гн2о^с\\2о +rN2^cN2 +rcoU"co +гн2 U"н2 >

поэтому уравнение (1.2) решается методом последовательных приближений, который заключается в следующем.

Задав значение Tz = TzX в пределах реального ее диапазона, найдем