Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie
.pdf2. Определение рабочего объема двигателя.
Используем известное выражение для определения эффективной мощности, кВт:
N e = PJLl9
е3 0 т
где ре — МПа; iVh — л; п — мин-1; Ne — кВт; т — коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей т = 4).
Откуда
... |
— |
30TiVgHOM |
= — |
30-4110 |
= J |
л. |
i v h |
|
|
Арепиш 0,694-3800
Рабочий объем одного цилиндра
^ = ^I = ^6 = 0,833 л.
3. Определение размеров цилиндра. Диаметр цилиндра
D= 100з ~ ^ |
= 100з — - ^ ^ = 102 мм. |
Ч п К |
v 3,14 1,0 |
Полученный диаметр должен округляться до ближайшего целого значения, но в данном случае такой необходимости нет.
Ход поршня
S = DK- 102 1,0= 102 мм.
Полученный ход поршня также должен округляться до ближайшего целого четного значения, но в данном случае такой необходимости нет.
4. Определение средней скорости поршня.
Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по значению хода поршня S (выраженному в метрах) и заданному скоростному режиму:
с |
Sn |
102-Ю"3-3 800 |
. |
= — = |
30 |
=12,92 м/с. |
|
|
" 3 0 |
' |
Расхождение полученной скорости поршня с ранее принятым значением (13 м/с) не превышает 1 % (допустимое расхождение 10 %), следовательно, пересчета механических потерь не требуется.
5. Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности.
Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности выполняется после определения размеров цилиндра и округления хода поршня S и диаметра D до стандартных значений:
|
пП2 |
3 14-1022 |
'102-Ю"6 =5 л. |
|
iVh=i—S |
= 6 |
4 |
||
А |
4 |
|
|
|
^ о м = ^о м = 0> 694.5,0-3800 = 1 0 9 ^ 1 1 0 к В т
30т 120
6. Определение эффективного крутящего момента и литровой мощности двигателя.
Эффективный крутящий момент Мк определяется по значению уточненной номинальной эффективной мощности Neном и номинальной частоты вращения
9550iVgHOM=9550.110 =
«ном |
3 800 |
Литровая мощность двигателя
|
iVu |
= — |
= 22 кВт/л. |
л |
5 |
|
Характерные для дизелей без наддува значения находятся в пределах Nn = 20...26 кВт/л.
Итоговая таблица основных показателей и параметров двигателя
Полученные значения показателей и параметров двигателя сведем в табл. П20.10.
Т а б л и ц а П20.10
Nл * е ном' |
^НОМ' |
iVk9 |
8 |
мм |
А |
S/D |
кВт/л |
Ре, |
&е> |
кВт |
МИН"1 |
л |
|
мм |
|
МПа |
г/(кВт • ч) |
||
110 |
3 800 |
5,0 |
19,5 |
102 |
102 |
1,0 |
22,0 |
0,694 |
247 |
По результатам теплового расчета строим индикаторную диаграмму (рис. П20.1).
/?, МПа
Впуск
х, мм
2 |
0 |
3 |
0 |
4 |
0 |
5 |
0 |
6 |
0 |
7 |
0 |
8 |
0 |
9 |
0 |
1 |
0 |
0 |
Рис. П20.1. Индикаторная диаграмма проектируемого дизеля без наддува
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА ДИЗЕЛЯ С НАДДУВОМ ДЛЯ ГРУЗОВОГО 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. П21.1.
|
Т а б л и ц а П21.1 |
Тип двигателя |
Дизель грузового автомобиля |
|
(с наддувом) |
Тип топливной системы |
Разделенная непосредственного |
|
действия |
Тип смесеобразования |
Объемное |
Тип системы охлаждения |
Жидкостная |
Номинальная мощность, кВт |
200 |
Номинальная частота вращения п, |
2400 |
мин-1 |
|
Степень сжатия е |
15 |
Коэффициент избытка воздуха а |
1,7 |
Число цилиндров |
V6 |
Число клапанов на цилиндр |
2 |
Расчет характеристик рабочего тела
1.Исходные данные для расчета характеристик рабочего тела приведены
втабл. П21.2.
|
|
|
|
Т а б л и ц а П21.2 |
Вид топлива |
Элементный состав |
Молярная |
Теплота |
|
|
|
масса ц, |
сгорания Ни, |
|
|
gc |
|
кг/кмоль |
МДж/кг |
|
|
|
|
|
Дизельное топливо |
0,872 |
0,128 |
190 |
42,6 |
2. Определение количества свежей смеси.
Количество воздуха, теоретически необходимого для полного сгорания топлива, рассчитывается на основании сведений о массовом составе топлива:
|
0,23U |
TJ |
0,23 \ |
|-0,872+8-0,128 |=14,56 кг/кг, |
|
А - |
1 |
32 У |
1 f 0,872 |
0,128 = 0,498 кмоль/кг. |
|
0,21v 12 4 |
0,211 |
12 |
/ |
||
Количество свежей смеси
МУ = AL0 = 1,7 • 0,498 = 0,847 кмоль/кг.
3. Определение состава и количества продуктов сгорания. Расчет выполняется в киломолях на 1 кг топлива:
Мсо |
= i c |
=01872= |
2 ? |
к м о л ь / к г |
2 |
12 |
12 |
|
|
МС02 |
|
=0Д28=0 |
0640 |
КМОЛЬ/КГ. |
Мщ =0,79aZo =0,79 1,7 0,498 = 0,669 кмоль/кг; Л/02 = 0,21(а - \ ) Ц = 0,21 • (1,7-1)• 0,498 = 0,073 кмоль/кг.
Суммарное количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива
м2 = мс0г + Мщо + A/Nz + м0г =
=0,0727 + 0,064 + 0,669+0,073 = 0,8787 кмоль/кг.
4.Определение молярных (или объемных) долей компонентов продуктов сгорания:
С°2 |
М2 |
0,8787 |
Н2° |
М2 |
0,8787 |
= |
|
|
= М ъ = Ш _ = 0,083. |
||
N2 |
М2 |
0,8787 |
°2 |
М2 |
0,8787 |
Проверка: ]>// = 1.
5. Определение теоретического коэффициента молярного изменения: ™ АГ, 0,847
Расчет процессов газообмена
1. Исходные данные для расчета процессов газообмена приведены в табл. П21.3.
204
Массовый расход воздуха через цилиндры двигателя, на которые работает турбокомпрессор,
G |
= W o a 9 P = |
200.240-14,56.1,7-1,1 |
в |
3600 1000 |
3 600 1000 |
Принимаем следующие значения:
• адиабатический КПД компрессора т]^ = 0,70;
• адиабатический КПД турбины = 0,74.
Для варианта дизеля без промежуточного охлажнения наддувочного воздуха показатель адиабаты к = 1,4.
Температура воздуха перед впускными органами
|
|
|
|
|
|
|
1 |
тК=т0 |
+ |
^ - l l |
|
2 9 8 - <1,8I-м_1 |
|||
V |
|
|
= 298+ |
V — |
- = 375,9 К. |
||
|
|
|
/ _ ЛОО , |
V |
|
||
|
|
Tff |
|
|
0,70 |
|
|
Плотность заряда на впуске |
|
|
|
||||
|
Ккр = |
рК |
= |
0,18.106 |
= 1,668 |
. з |
|
|
RTK |
287-375,9 |
кг/м3. |
||||
|
|
|
|
|
|
||
Принимаем теплоемкость воздуха при постоянном значении давления сРв = 1кДж/(кг • К).
Теплоемкость продуктов сгорания
с; =(0,3865+0,035а)7;<0'1751-0'0177а> = = (0,3856+0,035 • 1,7)• 850(°'1751-°'0177^ = 1,184 кДжДкг• К).
Отношение теплоемкостей продуктов сгорания и свежей смеси
с^= 1Д84= и 8 4
Показатель адиабаты расширения продуктов сгорания
1 |
0,3865+0,035а |
к' =2^0,0429+0,0022а 0 , 2 2 5 5 + 0,012СС |
|
1 |
0 , 3 8 6 5 + 0 , 0 3 5 1,7 |
8500,0429+0,00221,7 0,2255 + 0,012.1,7= 1,324 .
3. Определение гидравлических потерь во впускном трубопроводе:
2. Определение теплоты сгорания рабочей смеси:
#ссм = — ^ — |
= „ n „ V ' t |
, =48 |
»72 |
МДж/кмоль. |
(1) |
Мх(1 + у) |
0,847.(1 + 0,0324) |
|
' |
|
|
3. Определение действительного значения коэффициента молярного изменения рабочей смеси:
|
|
1,037+0,0324 |
н |
1 + у |
1+0,0324 |
4. Определение максимальной температуры рабочего цикла.
Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в ДсИЗ, приведенное к рабочему виду:
^z u |
U + y |
8 Ш Х Т с |
. -6 |
= |
8 3147 |
^. -б |
(3) |
H |
+ c |
1Q |
10 )? |
||||
A/^l + y) |
1 + Y |
|
|
|
|
|
|
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 Tv
Размерность величин Uc, U", U" — МДж/кмоль, а размерность Ни — МДж/кг.
Определение максимальной температуры цикла Tz сводится к решению уравнения (3). Для применения аналитического метода решения необходимо найти числовые значения Uc, U", U"v
Используем линейные аналитические зависимости средних молярных теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от температуры t, которые имеют следующий вид:
\xcvi = я, + bf. |
(4) |
Значения коэффициентов а( и bt для различных газов приведены в прил. 2 для двух различных интервалов температур. Интервал температур от 0 до 1500 °С используется для вычисления Uc и £/£ а интервал температур от 1500 до 2 800 °С — для вычисления U".
В аналогичном виде представляем среднюю молярную теплоемкость смеси продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов, кДжДкмоль • К):
\xcv = А |
+ Bt, |
|
(5) |
Здесь t = tc, или t = tz; |
|
|
|
А = ^(ал) = ас 02rC07 + |
+ |
+ а0гг02; |
(6) |
В = X (V/) =bco2 >со2 + Ьн20гН20 +Ьк2гщ+ Ь02 г0г. |
(7) |
||
Сначала вычислим левую часть уравнения (4), обозначив ее Fb МДж/кмоль:
= |
£ZHU |
+Uc+yUc'+S3l4XT».10-б |
1 |
М,(1 + у) |
1 + Y |