2.1.7 Коэффициент избытка воздуха

При внешнем смесеобразовании коэффициент избытка воздуха на номинальном режиме работы двигателя с целью достижения максимальной мощности уменьшается до  = 0,8 ÷ 0,9, а на средних режимах с целью обеспечения экономичной работы увеличивается до  = 1,05 ÷ 1,15. Для достижения максимальной мощности на номинальном режиме принимаю  = 0,88 (по заданию кафедры).

2.1.8 Вид и марка применяемого топлива

Применяем жидкое топливо нефтяного происхождения – бензин марки

АИ-80, для обеспечения бездетонационного сгорания.

2.2 Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчета

2.2.1 Давление окружающей среды p₀, МПа

Согласно среднегодовому давлению легкового автомобиля принимаю значение р₀=0,1МПа.

2.2.2 Температура окружающей среды Т₀ (атмосферного воздуха), К

Принимаю значение Т₀=288 К (.по заданию кафедры).

2.2.3 Давление остаточных газов p_r, МПа

Определяется с учетом конструкции выпускной системы и давления среды, куда осуществляется выпуск отработавших газов. Обычно его принимают равным p₀=0,1МПа, когда выпуск осуществляется в атмосферу, а так как у нас выпуск осуществляется через выпускную систему (глушитель) и автомобиль легковой, то к выпускной системе предъявляются особые требования по шуму, поэтому давление остаточных газов больше чем атмосферное p_r =(1,1 ÷ 1,25) p₀, МПа.

Я выбираю давление остаточных газов ближе к верхней границе p_r =0,123 МПа.

2.2.4 Температура остаточных газов для карбюраторных двигателей T_r, К

Температура остаточных газов для карбюраторных двигателей

T_r =900 ÷ 1100К. Учитывая, что увеличение  и  приводит к снижению T_r, а повышениечастоты оборотов коленчатого вала увеличивает температуру остаточных газов. Учитывая всё выше сказанное с принятыми мной , , n, температуру остаточных газов, принимаю T_r = 900K.

2.2.5 Степень подогрева заряда при впуске T, К

Для четырехтактных карбюраторных двигателей T = 0 ÷ 20K.Следует учитывать, что при увеличении диаметра цилиндра D, частоты вращения коленчатого вала n и степени сжатия e величина T уменьшается. Если впускной и выпускной трубопроводы расположены рядом или впускной трубопровод оборудован системой подогрева свежего заряда для ускорения испарения жидкого топлива, величину  нужно брать ближе к верхней границе. Так как я увеличил частоту вращения коленчатого вала n и степень сжатия , то

величина T уменьшается, а ещё учитывая то, что впускной и выпускной трубопроводы расположены рядом и впускной трубопровод оборудован системой подогрева свежего заряда для ускорения испарения жидкого топлива – величина DT увеличивается. Следовательно, я беру её равную среднему значению

T = 10K.

2.2.6 Коэффициент сопротивления c

Коэффициент сопротивления С = ²  _вn, который учитывает снижение скорости свежего заряда после того, как заряд поступает в цилиндр, и гидравлическое сопротивление впускной системы двигателя, изменяется в пределах С = 2,5 ÷ 4,0. Для карбюраторных двигателей, которые имеют большое сопротивление при впуске из-за наличия карбюратора, значение коэффициента С выбирают ближе к верхней границе. Основное влияние на величину С имеет частота вращения коленчатого вала. При увеличении n значение коэффициента С принимается для теплового расчета большим. Принимаю С = 3,5.