Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

прил. 1 для температуры Tzl, переведя ее в градусы Цельсия (°С). Вычисленное по уравнению (1.4) значение UzX сравним со значе-

нием U", найденным по уравнению (1.3). Если UzX < U", то при выполнении следующего шага последовательных приближений задаемся значением tz2 > tzX и повторяем расчет для вычисления следующего значения U"2. Если при этом окажется, что Uz2 > £/", то для получения истинного значения tz (7^) достаточно на рис. 1.2 точки UzX и Uzl соединить прямой линией и в точке пересечения этой линии с прямой U" найти значение tv

Результаты выполненных расчетов представим в виде табл. 1.9. Вычислить температуру tz можно также, составив соотношения

прямой пропорциональности по графику, приведенному на рис. 1.2. Рассмотрим теперь аналитическое определение температуры tv Используем для этого аналитические зависимости средних молярных теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сго-

Значения коэффициентов я, и bt для различных газов приведены в прил. 2.

Аналогично представим среднюю молярную теплоемкость смеси продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов:

Здесь

Uz l

и*

и';

!

43

Рис. 1.2. Определение t. в ДсИЗ методом последовательных приближений

Значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tz определим по формуле

Введем обозначение D = — = U"7 и приведем уравнение (1.7) к виду

И

Bt\ + Atz - D = 0,

откуда найдем значение температуры:

Для определения теоретического максимального давления сгорания pz в ДсИЗ найдем степень повышения давления:

откуда

Pz =^Рс-

Ориентировочные расчетные значения основных параметров процесса сгорания в ДсИЗ приведены в табл. 1.10.

Большие значения X, pz и Tz относятся к двигателям с распределенным впрыскиванием бензина, с динамическим наддувом и с большими степенями сжатия.

Необходимое для выполнения динамических и прочностных расчетов действительное значение максимального давления pZR определяем с учетом увеличения объема над поршнем двигателя к моменту достижения этого значения:

PzR = 0£5pz.

Определение максимального давления (р^ и температуры (IJ конца цикла видимого сгорания топлива для дизелей. В целях упрощения термодинамических расчетов сложную кривую изменения давления в процессе подвода теплоты к рабочему телу заменяем двумя прямыми: изохорой czr и изобарой z'z (рис. 1.3). Это позволяет вместо действительного рабочего цикла дизеля рассматривать цикл со смешанным подводом теплоты: частично при V- const и частично при р = const. В случае такой замены уравнение 1-го закона термодинамики для процесса подвода теплоты (в пересчете на 1 кг топлива) будет иметь вид

где \z — коэффициент активного тепловыделения в точке z\ Ни — низшая теплота сгорания 1 кг смеси, МДж/кмоль; uz — внутренняя энергия рабочего тела в точке z (рис. 1.3), МДж/кг; ис — внутренняя энергия рабочего тела в точке с (в точке окончания расчетного процесса сжатия), МДж/кг; lz,z — механическая работа, совершаемая при изобарном подводе теплоты.

Коэффициент активного тепловыделения \z показывает, какая часть этой теплоты на участке от начала расчетного тепловыделения (точки с) до точки z пошла на увеличение внутренней энергии рабочего тела и совершение работы расширения. Этот коэффициент учитывает: потери теплоты в процессе сгорания заряда в стенках КС; потери теплоты из-за неполноты сгорания смеси, вызванные ее локальной неоднородностью; потери теплоты, вызванные диссоциацией продуктов сгорания.

Для дизелей до проведения расчета необходимо задать два параметра:

•коэффициент ^активного тепловыделения в точке z\

•степень повышения давления при сгорании (X) или максималь-

ное давление цикла видимого сгорания топлива (pz).

При выборе коэффициента активного тепловыделения £,z следует иметь в виду, что все факторы, способствующие усилению теплоотдачи от заряда топлива к стенкам КС в процессе сгорания, снижаю-

нения ступенчатого впрыскивания топлива. С увеличением скоростного режима, как правило, давление pz возрастает вследствие повышения давления рс9 но значение X при этом уменьшается из-за снижения доли теплоты, выделяющейся вблизи ВМТ.

цикла видимого сгорания топлива р„ для дизелей без наддува приведены в табл. 1.11.

После приведения к рабочему виду уравнение (1.8) примет вид

где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс, МДж/кмоль; U" — внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс, МДж/кмоль; U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс, МДж/кмоль.

Определение максимальной температуры цикла сгорания Tz сводится к решению уравнения (1.9). В правой части этого уравнения содержатся параметры, однозначно зависящие от состава отработавших газов и максимальной температуры Tz цикла сгорания.

Учитывая, что Ни/[Мх( 1 + у)] = Нсм, уравнение (1.9) представим в виде

Значение внутренней энергии отработавших газов U"при температуре Тс определяется с учетом объемных долей компонентов этих газов г, (см. подразд. 2.3) и их внутренней энергии Uci:

Uc =^,riUci =rC02UcC02 +rH20^cH20 +rN2^cN2 +Г02^с02»

где rt — объемные доли продуктов сгорания (см. подразд. 1.2).

Значения f/c"C02, */"н2о> u "n2 , ПРИ температуре Тс находим

по таблице прил. 1 (где в качестве аргумента используется температура /с, °С, а также приводятся значения внутренней энергии воздуха Uc при температуре tc).

Далее вычисляем левую часть уравнения (1.10), обозначив ее F{. В правую часть этого уравнения входят две неизвестные величины — температура Tz в конце цикла видимого сгорания рабочего тела и внутренняя энергия U", зависящая от значения этой температуры и состава рабочего тела. Поэтому уравнение (1.10) решаем методом по-

следовательных приближений, который заключается в следующем.

Правую часть уравнения (1.10) обозначим F2. Затем зададим значение температуры Tzl (t = tz,) в пределах реального ее диапазона и вычислим внутреннюю энергию компонентов свежей смеси:

+ ' H 2 O ^ V + 'N2^N2 + / о б о - значения U"со2, U"Н2о, U'z'N , U"н2 определяются по табл. П1.1

(см. прил. 1) для температуры Tzb переведенной в tzX. Полученное значение F2 = F2_, сравниваем с F] (рис. 1.4).

Если F2_X > FB то при следующем шаге вычислений уменьшаем tz, принимая ta < tzl, и повторяем цикл, снова вычисляя F2 = F2_2.

Если F2_2 < F{, то для получения истинных значений tz значения F2_, и F2_2 соединяем прямой линией, и в точке пересечения этой прямой с Fx находим искомое значение tv

Результаты выполненных расчетов представим в виде табл. 1.12. Вычислить температуру tz можно также, составив соотношения

пропорциональности по графику, приведенному на рис. 1.4. Рассмотрим теперь аналитическое решение данной задачи. В этом

случае используем аналитические зависимости средних молярных теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от температуры tv Эти зависимости носят линейный характер, т. е. их можно записать в виде

Iхсщ =ai + bitz.

Т а б л и ца 1.12

Рис. 1.4. Определение температуры tz дизеля методом последовательных приближений

Значения коэффициентов at и bt для различных газов приведены в прил. 2.

Аналогично представим среднюю молярную теплоемкость смеси продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов:

\x.cv = A + Btz.

Здесь

Л = X )=асо2 >со2 + ян2о>н2о + яN 2 >N2 + ао2 Го2 + ащ гщ; В = X ) = 6Со2 /со2 + ^JO^HJO + *N2 **N2 + b0l r0i + bH2 г щ .

Значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tz определим по формуле

(А + Btz)tv

С учетом принятого обозначения Fx и выражения для Uz запишем уравнение (1.10) в виде

= Btl + Atz +8314(L+ 273) • 10"6

или

JUL

откуда найдем значение температуры:

Степень повышения давления определим из выражения

Т

с

Тогда степень предварительного расширения найдем в виде

м=

хтс К'

откуда Vz = Vcp.

Степень последующего расширения

V V е vz Кр р

Ориентировочные расчетные значения максимальной температуры Tz рабочего цикла дизеля без наддува и степени предварительного расширения р приведены в табл. 1.13.

1.6. Расчет процесса расширения

При расчете процесса расширения ДсИЗ считается, что он протекает в течение всего хода поршня от ВМТ к НМТ.

Для дизелей рассчитывается процесс последующего расширения, начинающийся в точке z, где достигается максимальная расчетная температура рабочего цикла Tz9 а положение поршня определяется объемом надпоршневого пространства Vz = pVc. Сам процесс расширения условно считается политропным с постоянным показателем политропы я2.

Выбор показателя политропы расширения. Средние значения показателя политропы расширения п2 находят из анализа экспериментальных индикаторных диаграмм современных автотракторных двигателей [2]:

виду, что все факторы, способствующие усилению подвода теплоты к рабочему телу в процессе расширения или уменьшающие теплоотдачу в стенки от рабочего тела, уменьшают п2. Аналогично все факторы, уменьшающие подвод теплоты к рабочему телу или усиливающие теплоотдачу от него, увеличивают п2. Следовательно:

•чем длительнее догорание рабочего тела на линии расширения

ичем меньше значение коэффициента активного тепловыделения

тем меньше значение пъ и наоборот, чем лучше организован процесс сгорания рабочего тела и чем больше значение коэффициента %v тем больше значение п2\

•с увеличением частоты вращения коленчатого вала возрастание скорости сгорания рабочего тела не компенсирует сокращения времени, отводимого на его сгорание. В результате увеличивается длительность догорания на линии расширения, что усиливает подвод

теплоты к рабочему телу и уменьшает п2. В этом же направлении действует уменьшение утечек рабочего тела через детали цилиндропоршневой группы, приводящее в результате к уменьшению поверхности, приходящейся на единицу массы рабочего тела, и уменьшение теплоотдачи в стенки КС из-за сокращения времени контакта с ними рабочего тела, что также предопределяет уменьшение п2\

•для двигателей с большей частотой вращения характерны меньшие значения п2\

•для двигателей с воздушным охлаждением характерны меньшие

значения п2 вследствие более высокой температуры стенок цилиндров. Большие значения п2 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 (FnoJVc) уменьшает теплоотдачу от рабочего тела к стенкам КС и тем самым

уменьшает значение п2. В связи с этим меньшие значения п2 характерны и для двигателей с большими геометрическими размерами (большим диаметром цилиндра при одинаковом отношении S/D);

•с увеличением степени сжатия г возрастает относительная по-

верхность охлаждения FnoB/Vc, увеличиваются утечки рабочего тела и максимальная температура рабочего цикла Tv а значит, усиливается теплоотдача, что увеличивает значение п2.

Однако с увеличением FnoB/Vc возрастает объем пристеночного слоя, в котором происходит гашение пламени, что увеличивает длительность догорания рабочей смеси на линии расширения. Также длительность догорания увеличивает диссоциация продуктов сгорания, происходящая при высоких значениях Tz. В свою очередь, увеличение Tz повышает теплоемкость рабочего тела, что уменьшает

показатель политропы расширения п2. В итоге степень сжатия г незначительно влияет на значение п2.

Параметры рабочего тела в конце процесса расширения. Давление и температура рабочего тела в конце процесса расширения рассчитываются по зависимостям, известным из курса термодинамики.

Для ДсИЗ:

= Т = _ZL

г"2' ъ е"2-1

Для дизелей:

= Ь»2' ть = T z

Ориентировочные значения параметров конца процесса расширения для двигателей различного типа приведены в табл. 1.14.

Проверка правильности выбора параметров остаточных газов.

Правильность выбора заданных в подразд. 1.3 значений давления рг и температуры остаточных газов Тг проверяется по формуле

Допустимое отклонение значения Т* от заданного значения Тг составляет 3 ...4 %. Если отклонение Т* больше допустимых пределов, необходимо изменить заданные значения Тг и повторить расчет.

1.7. Определение индикаторных показателей двигателя

Расчетное и действительное средние индикаторные давления. Определение посредством расчета давлений в характерных точках рабочего цикла позволяет построить индикаторную диаграмму. Эта диаграмма включает в себя условные политропные процессы сжатия и расширения, изохорный процесс подвода теплоты для двигателей с искровым зажиганием и изохорный и изобарный процессы подвода теплоты для дизелей, а также изохорный процесс отвода теплоты.