Embed Size (px)
Citation preview
Министерство образования Российской Федерации
Камский государственный политехнический институт
В.Г.КАДЫШЕВ, С.В.ТИУНОВ
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПОРШНЕВЫХ И КОМБИНИРОВАННЫХ
АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ.
УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ
Набережные Челны2002г.
УДК 621.431.73.
В.Г.Кадышев, С.В.Тиунов. Расчет рабочего процесса поршневых и комбинированных автотракторных двигателей. Учебное пособие. Набережные Челны: КамГПИ, 2002г., 62 с.ISBN 5-7579-0326
В пособии описаны рабочий процесс и порядок его расчета для автотракторных поршневых и комбинированных ДВС с искровым зажиганием и воспламенением от сжатия. Приводятся рекомендации по выбору параметров рабочего процесса с учетом современного состояния двигателестроения. Представлены примеры расчетов двигателей.
Предназначено для студентов специальности 101200 "Двигатели внутреннего сгорания" . Ил.24, табл.9, библиогр. назв 4.
Рецензент: Хафизов Р.Х. – начальник КИБ рабочих процессов ДРиВНР
ОАО КамАЗ. Румянцев В.В. – зав.кафедрой ДВС КамГПИ.
Печатается по решению НМС Камского государственного политехнического института апрель 2002г
Камский государственный политехнический институт 2002 г.
КАДЫШЕВ Вячеслав ГригорьевичТИУНОВ Сергей Владимирович
УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПОРШНЕВЫХ И КОМБИНИРОВАННЫХ
АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ.
ЛР № 020342 от 7.02.97г.ЛР № 0137 от 2.10.98г
Подписано в печать 16.04.2002г .Формат 6084/16. Бумага газетная. Печать ризографическая
Усл.печ.л. Уч.-изд.л. Тираж 200 экз. Заказ 1526/291
Издательско-полиграфический центр Камского государственного политехнического института
423810, г.Набережные Челны, Новый город, проспект Мира,13
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ....................................…………………………………...31. Основы теории рабочего процесса..................……………… 4
1.1. Идеальные циклы двигателей...................…………… 41.2. Рабочие циклы ДВС ИЗ и дизелей..........…………… 71.3. Величины, характеризующие работу двигателя........111.4. Скоростные характеристики двигателя…………… 13
2. Порядок выполнения теплового расчета.................……… 172.1. Выбор и обоснование аналога, исходных данных и
расчетных режимов..........…………………………… .172.2. Определение параметров рабочего тела..................... 292.3. Расчет основных процессов цикла...............................292.4. Показатели цикла и двигателя в целом…...................412.5. Построение и анализ ВСХ…….…………………..….43
3. Примеры расчетов.....................………………………………463.1. Расчет ДВС искрового зажигания..............………… 463.2. Расчет дизеля с наддувом..................………..……… 54
Список использованной литературы…………..………………… 61 Содержание………………………………..………………………. 62
62
ВВЕДЕНИЕ.
Тепловой расчет является первым этапом проектирования, на основе которого определяются мощностные и экономические показатели двигателя, а также намечаются пути их дальнейшего улучшения. Тепловой расчет дает исходные данные для кинематического, динамического расчетов, а также расчетов теплонапряженного состояния основных деталей двигателя.
Основой теплового расчета является условный цикл, промежуточный между идеальным термодинамическим и действительным, осуществляемым в реальном ДВС. При этом учитываются различные потери в рабочем цилиндре, свойства реального рабочего тела и другие отклонения от идеального термодинамического цикла. Метод теплового расчета, принятый в русской технической литературе, в своей основе, был впервые разработан профессором В.И.Гриневецким в 1907 году и в дальнейшем развит применительно к различным типам двигателей.
Тепловой расчет включает в себя несколько этапов:1. Обоснование и выбор аналогов, недостающих исходных
данных и расчетных режимов.2. Определение параметров рабочего тела –
топливовоздушной смеси и продуктов сгорания в зависимости от их состава, определяемого значениями коэффициента избытка воздуха .
3. Последовательный расчет основных процессов цикла – наполнения, сжатия, сгорания, расширения, выпуска.
4. Определение индикаторных, эффективных и удельно-массовых показателей двигателя.
5. Построение и анализ внешней скоростной характеристики двигателя.
6. Построение расчетных индикаторных диаграмм цикла в координатах "давление - текущий объем цилиндра" (P-V) и "давление – угол поворота коленчатого вала" (P-).
3
1. ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА. 1.1. Идеальные циклы двигателей.
В тепловом двигателе энергия топлива, выделяющаяся при сгорании, превращается в механическую работу. По второму началу термодинамики в работу превращается не вся теплота, сообщенная рабочему телу; часть теплоты должна быть отдана окружающей среде.
В действительном цикле к этой потере добавляются потери от теплообмена рабочего тела со стенками цилиндра, неполноты сгорания топлива, утечек рабочего тела, трения движущихся деталей и другие. Эти потери еще более снижают долю теплоты топлива. превращенную в полезную работу.
Для правильного понимания процесса преобразования теплоты в работу, необходимо рассмотреть такой идеальный двигатель, в котором отсутствуют тепловые потери, за исключением термодинамически необходимой отдачи тепла холодному источнику, т.е. окружающей среде. Для этой цели вводится понятие идеального или термодинамического цикла. Рассматривая идеальные циклы, принимают следующие допущения:- идеальный газ претерпевает только физические, а не химические
превращения; количество газа остается постоянным;- теплоемкость газа не зависит от температуры;- стенки цилиндра теплонепроницаемы;- процессы сжатия и расширения происходят адиабатно, т.е. без теплообмена со средой.
Существующие теоретические циклы ДВС различаются между собой по характеру процессов подвода теплоты и отдачи ее холодному источнику:
1. Цикл с подводом тепла при постоянном объеме (цикл Н.Отто).
2. Цикл с подводом части теплоты при постоянном объеме и части теплоты при постоянном давлении (смешанный цикл).
4
Коэффициент приспособляемости: Km = 1190/985 = 1,208Скоростной коэффициент: Кс = 1200/2400 = 0,5
Список использованной литературы.
1. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. /Д.Н.Вырубов, Н.А.Иващенко, В.И.Ивин и др. Под ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова.- М.:Машиностроение, 1983.- 372 с.
2. И.М.Ленин. Теория автомобильных и тракторных двигателей, М.: Машиностроение, 1969.- 368 с.
3. Тракторные дизели.: Справочник / Б.А.Взоров, А.В.Адамович, А.Г.Арабян и др.: Под общ.ред. Б.А.Взорова.- М.: Машиностроение, 1981.- 535 с.
4. М.М.Вихерт, Ю.Г.Грудский. Конструирование впускных систем быстроходных дизелей.- М.: Машиностроение, 1982.- 148 с.
61
Внешняя скоростная характеристика дизеля 6Ч12/14
60
Цикл с подводом тепла при постоянном объеме.
На рис. 1.1.а приведена индикаторная диаграмма цикла в координатах P-V.
При перемещении поршня из НМТ в ВМТ газ адиабатно сжимается, поэтому повышается его температура и давление (линия ас). При приходе поршня в ВМТ происходит подвод теплоты в количестве Q1 от горячего источника к газу. Так как теплота подводится мгновенно, то температура и давление газа при постоянном его объеме резко увеличиваются (линия cz). При движении поршня из ВМТ в НМТ газ адиабатические расширяется и совершает механическую работу (линия zb). В точке b от газа мгновенно отводится теплота Q2 холодному источнику. В результате температура и давление газа уменьшаются, т.е. газ возвращается в исходное состояние (линия ba ).
5
Полезная работа цикла Lt определяется площадью aczba. Степень использования теплоты в цикле оценивается термическим коэффициентом полезного действия
t = 1 - 1/k-1 (1.1)где = ( Vh + Vc ) / Vc – степень сжатия, k – показатель адиабаты.
Из выражения (1.1) видно, что термический КПД цикла возрастает с увеличением степени сжатия.
Эффективность цикла оценивается его удельной работой (средним теоретическим давлением), МПа
Рt = Lt / , (1.2)
где = D2S /4 – рабочий объем цилиндра.Рассмотренный цикл – теоретический для двигателей с
искровым зажиганием (ДВС ИЗ), как бензиновых, так и газовых.
Цикл со смешанным подводом теплоты.
Индикаторная диаграмма такого цикла приведена на рис.1.1.б. При перемещении поршня из НМТ к ВМТ происходит адиабатное сжатие (линия ас). В ВМТ к газу подводится часть теплоты Q'1 при постоянном объеме (линия cz'). В начале движений поршня в НМТ к газу подводится теплота в количестве Q"1 при постоянном давлении (линия z'z). Давление газа в точке z' тем выше, чем больше теплоты Q1' подведено при постоянном объеме. Затем происходит адиабатное расширение газа с совершением механической работы (линия zb) и отвод теплоты Q2 холодному источнику при постоянном объеме (линия ba ).
Полезная работа цикла определяется площадью aczz'ba.Термический КПД цикла
(1.3.)
где = Рz / Pc – степень повышения давления в цикле; = Vz / Vc – степень предварительного расширения.Из (1.3.) следует, что термический КПД возрастает с увеличением степени сжатия и степени повышения давления в цикле , а так же с уменьшением степени предварительного расширения . Иначе говоря, t возрастает с увеличением доли тепла Q'1/(Q'1+Q"1),
6
продолжение табл.3.3.1 2 3 4 5 6 7
Процессы расширения и впуска
46.
Dx - 0,009 0,10 0,10 0,11
47.
Uz" 45965 51547 49684 47267
48.
d - 10,159 10,512 10,702 10,485
49 n2 - 1,245 1,235 1,242 1,24350 Рв МПа 0,6414 0,7224 0,7055 0,689751 Тв К 1117 1233 1182 114652 Tr' K 740 792 777 77053 D % -7,5 - 4,6 - 2,9 - 1,3
Индикаторные показатели и механические потери54 Рi,т МПа 1,553 1,822 1,738 1,62055 Pi МПа 1,491 1,749 1,668 1,55556 i - 0,4226 0,4492 0,4526 0,444657 gi г/
(кВтч)201,0 188,8 187,4 190,8
г/(л.с.ч)
(148,0) (138,8) (137,8) (140,3)
58 Ni кВт 100,3 166,1 237,6 295,3(л.с.) (136,4) (225,9) (323,1) (401,6)
59 Mi Нм 1127,4 1322,4 1261,1 1175,660 Pm МПа 0,1535 0,1755 0,2137 0,252461 m - 0,897 0,899 0,872 0,838
Эффективные показатели62 Ре МПа 1,3375 1,5735 1,4543 1,302563 е - 0,379 0,4038 0,3947 0,37364 ge г/
(кВтч)224,1 210,0 215,0 227,7
г/(л.с.ч)
(164,8) (154,4) (158,0) (167,4)
65 Ne кВт 90,0 149,5 207,2 247,5(л.с.) (122,4) (203,3) (281,8) (336,5)
66 Ме Нм 1012 1190 1100 98567 GТ кг/час 20,17 31,39 44,55 56,36
59
продолжение табл.3.31 2 3 4 5 6 7
20.
Wкл м/с 30,73 43,32 64,98 86,64
21.
кл кг/м3 2,078 2,118 2,177 2,242
22.
DRкл МПа 0,0016 0,0032 0,0073 0,0134
23.
Ра МПа 0,2125 0,2168 0,2226 0,2226
24.
Рr МПа 0,186 0,191 0,200 0,209
25.
Jдоз - 0,97 0,99 1,02 1,05
26.
gr - 0,028 0,026 0,027 0,028
27.
Та К 384 385 387 389
28.
v - 0,923 0,937 0,949 0,954
Процессы сжатия и сгорания29.
mо - 1,039 1,041 1,038 1,034
30.
m - 1,038 1,040 1,037 1,033
31.
Нг.с. 51605 55153 50090 45871
32. а1 - 23,929 24,033 23,883 23,75633. b1 - 0,00185 0,00188 0,00184 0,0018134. а3 - 20,691 20,687 20,686 20,686
b3 - 0,00261 0,00262 0,00262 0,0026235 К1 - 1,366 1,365 1,365 1,365
.36.
Dn1 - 0,039 0,030 0,015 0
37.
n1 - 1,327 1,335 1,350 1,365
38.
Pc МПа 8,418 8,781 9,399 9,974
39.
Тс К 951 975 1021 1070
tc °C 678 702 748 79740.
xz - 0,75 0,80 0,81 0,81
41.
Pz МПа 11,5 13,2 13,4 12,8
42.
- 1,366 1,503 1,425 1,283
43. М - 62374 69757 67255 63917N - 33,468 33,641 33,388 33,128К - 0,00192 0,00195 0,00191 0,00187
44.
tz °C 1698 1871 1824 1755
Tz K 1971 2144 2097 202845.
1,495 1,526
58подводимой при постоянном объеме. Подобным образом от параметров цикла , , зависит и среднее теоретическое давление Рt.
Смешанный цикл – теоретический для дизелей автотракторного типа, под которым понимают быстроходные двигатели с воспламенением от сжатия.
1.2. Рабочие циклы ДВС ИЗ и дизелей.
Рабочий цикл четырехтактного двигателя состоит из пяти процессов: впуск, сжатие, сгорание расширение и выпуск, которые
совершаются за четыре такта (хода поршня) или два оборота коленчатого вала.
Рабочий цикл ДВС ИЗ. Индикаторная диаграмма цикла четырехтактного ДВС ИЗ
приведена на рис. 1.2.а.
7Процесс впуска. Впуск горючей смеси, т.е. паров топлива и
воздуха, происходит после выпуска из цилиндра отработавших газов от предыдущего цикла. Впускной клапан открывается в точке а2, с некоторым опережением до ВМТ, D'2=10°...30° угла поворота коленчатого вала (ПКВ), чтобы получить к моменту прихода поршня в ВМТ большее проходное сечение у впускного клапана (клапанов). В дальнейшем, впуск горючей смеси происходит за два периода. В первый смесь поступает при перемещении поршня от ВМТ к НМТ вследствие разрежения, создающегося в цилиндре (линия rr1a). Во второй период впуск происходит при перемещении поршня от НМТ к ВМТ в течении времени D"2 соответствующего 40°...80° ПКВ, за
счет разности статических давлений во впускном трубопроводе и цилиндре (Рвп. тр. – Ра) и скоростного напора смеси (линия аа1).
Впуск заканчивается в момент полного закрытия впускного клапана (точка а1). Горючая смесь, поступившая в цилиндр, смешивается с остаточными (отработавшими) газами от предыдущего цикла и образует рабочую смесь. Давление смеси в цилиндре в течение процесса впуска составляет 0,07...0,09 МПа и зависит от гидравлических потерь во впускной системе двигателя. Температура смеси в конце впуска повышается до 330...350 К вследствие соприкосновения ее с нагретыми деталями двигателя и смешения с остаточными газами, имеющими температуру 900...1200 К. Совершенство процесса впуска оценивается коэффициентом наполнения
v=M1/М1т, (1.4)где М1 – количество горючей смеси фактически поступившей в цилиндр, а М1т – количество горючей смеси, которая могла бы разместиться в рабочем объеме цилиндра при отсутствии гидравлических потерь, подогрева при впуске и остаточных газов в цилиндре. У ДВС ИЗ без наддува, v коэффициент наполнения составляет 0,7...0,9.
Процесс сжатия. Сжатие рабочей смеси происходит при закрытых клапанах и перемещении поршня к ВМТ. Процесс сжатия протекает при наличии теплообмена между рабочей смесью и стенками (цилиндра, головки и днища поршня), т.е. по политропе, средний показатель которой n1=1,23...1,38. Процесс сжатия заканчивается в точке с1, в момент начала быстрого сгорания. Таким образом, "чистое" сжатие на диаграмме изображается линией а2d1c1. Давление
8Таблица.3.3.
№ п/п
Обознач.
Ед. измер.
N, минх-1
850 1200 1800 2400
1 2 3 4 5 6 71. % 35 50 75 100
Параметры рабочего тела и остаточных газов.2. - 1,6 1,5 1,65 1,8
3. Tr K 800 830 800 7804. М1 0,8 0,75 0,825 0,9
5. 0,072 0,072 0,072 0,072
0,063 0,063 0,063 0,063
0,062 0,052 0,068 0,083
0,634 0,594 0,653 0,713
6. M2 0,831 0,781 0,856 0,931
Процессы впуска7. DRв/о МПа 0,0007 0,001 0,0015 0,0028. Po' МПа 0,1006 0,1003 0,0998 0,09939. o' кг/м3 1,196 1,193 1,187 1,181
10. Рк МПа 0,217 0,224 0,236 0,24811. к - 2,157 2,233 2,365 2,49712. Тк К 402 408 418 42713. DRонв МПа 0,0018 0,0025 0,0038 0,00514. Рк' МПа 0,2152 0,2215 0,2322 0,24315. DTонв К 43 46 50 5416. Тк' К 359 362 368 37317. DRвп.тр МПа 0,0011 0,0015 0,0023 0,00318. Ркл. МПа 0,2141 0,2200 0,2299 0,240019. DT К 13 11 8 5
57В области nmin значение увеличивается во избежание
повышенного дымления двигателя.Примем степень сжатия двигателя =16,0, что с одной
стороны позволит избежать чрезмерных значений Pz, а с другой обеспечит надежный запуск двигателя. Считаем, что в двигателе реализуется объемное смесеобразование в неразделенных камерах сгорания.
Для лучшего наполнения и очистки на каждый цилиндр устанавливается по 2 впускных и выпускных клапана. Диаметры и высота подъема впускных клапанов, соответственно:
dкл = 0,35D = 42 мм, а hкл = 0,3dкл = 12,6 мм.Общая площадь сечения клапанных щелей:
fкл = iкл dкл hкл cos кл = 2,35 10-3 м2
Коэффициент гидравлического сопротивления впускного клапана:
xкл = 2,7- = 1,589
Коэффициент расхода впускного клапана:
mкл= = 0,621
Минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала nmin 0,35 np = 850 мин-1, режим максимального крутящего момента nm = 0,5np = 1200 мин-1, промежуточный режим nx = 0,75np
= 1800 мин-1.Дальнейший расчет сведен в таблицу 3.3.
Максимальная частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода, ограниченная регулятором:
nр.х.х. = (1,05...1,08)nр = 2550 мин-1
Часовой расход топлива при nр.х.х, принимая Dg'т.ц.= 20 мг/цикллитрGт = 202550/2609,49510-6 = 14,53 кг/час
Характеристика ТНВД:hx мин-1 850 1200 1800 2400 2550
Dgт.ц. мг/цикл 132 145 137 130 32ВСХ, построенная по результатам выполненного расчета,
представлена на рис.3.4., характеристика ТНВД - на рис 3.5.
56
в цилиндре в конце сжатия 0,8...1,8 МПа, а температура 600...800 К.Процесс сгорания. Сгорание рабочей смеси начинается до
прихода поршня в ВМТ (точка d1), когда сжатая смесь воспламеняется от электрической искры. Фронт пламени горящей смеси от свечи распространяется по всему объему камеры сгорания со скоростью 40...60 м/с. При этом смесь успевает сгореть за время, в течение которого коленчатый вал повернется на 30...45°. Основное количество теплоты выделяется на участие, соответствующем 10...20°
до ВМТ (начиная от точки с1) и 15...25° после ВМТ. Вследствие этого давление и температура образующихся в цилиндре газов возрастают. Процесс сгорания на диаграмме изображается линией d1c1c2zpzтzc. В процессе сгорания давление газов достигает 4...6,5 МПа (точка zp), температура 2500...2800 К. (точка zт). Процесс расширения. Расширение газов, находящихся в цилиндре происходит при перемещении поршня из ВМТ в НМТ, т.е. включает в себя и окончание сгорания. Газы, расширяясь, совершают полезную работу. Процесс расширения протекает при интенсивном теплообмене между газами и стенками цилиндра, головкой и днищем поршня. Газы в течение процесса расширения отдают теплоту стенкам. Поэтому расширение происходит по политропе, показатель которой n2=1,23...1,31. Процесс расширения фактически заканчивается в момент открытия выпускного клапана (точка b1). Давление газов в цилиндре в конце расширения 0,35...0,5 МПа, а температура 1100...1600 К. Процесс выпуска. Выпуск начинается в точке b1, за угол D'1=30...75° ПКВ до прихода поршня в НМТ. Выпуск газов из цилиндра осуществляется за два периода. В первый период выпуск происходит при перемещении поршня от точки b1 до НМТ за счет того, что давление в цилиндре значительно выше атмосферного (свободный выпуск). В этот период из цилиндра удаляется до 60% отработавших газов со скоростью 500...600 м/с. Во второй период выпуск газов происходит при перемещении поршня от НМТ до точки r1 (закрытие выпускного клапана) за счет выталкивающего действия поршня и инерции движущихся газов (линия ba2rr1). Выпуск заканчивается в момент закрытия выпускного клапана (клапанов), т.е. через угол D2
"=10...30° ПКВ после прихода поршня в НМТ (точка r1).
9Таким образом, процесс выпуска изображается на диаграмме линией b1ba2rr1. Давление газов в цилиндре в конце второго периода выпуска 0,105...0,125 МПа, температура 800...1200 К.
Рабочий цикл четырехтактного дизеля.
Рабочий цикл дизеля существенно отличается от рабочего цикла двигателя с искровым зажиганием способом образования и воспламенения рабочей смеси. На рис 1.2б приведена индикаторная диаграмма четырехтактного дизеля без наддува.
Процесс впуска. Впуск воздуха начинается при открытом впускном клапане (точка а2) и заканчивается в момент его закрытия (точка а1). Процесс впуска воздуха у дизеля происходит так же, как и впуск горючей смеси в ДВС ИЗ. Давление воздуха в цилиндре в течение процесса впуска составляет 0,08...0,09 МПа и зависит от гидравлических потерь во впускной системе двигателя. Температура воздуха в конце процесса впуска повышается до 320...350 К за счет соприкосновения его с нагретыми деталями двигателя и смешивания с остаточными газами. Процесс сжатия. Сжатие воздуха в цилиндре начинается после закрытия впускного клапана (точка а1) и заканчивается в момент начала впрыска топлива в камеру сгорания (точка d1). Процесс сжатия происходит аналогично сжатию рабочей смеси в ДВС ИЗ. Давление воздуха в цилиндре в конце сжатия 3,5...6 МПа, а температура 820...980 К. Процесс сгорания. Сгорание начинается с момента начала подачи топлива в цилиндр (точка d1), т.е. за 15...32° до прихода поршня в ВМТ. В этот момент температура сжатого воздуха на 150...200 К выше температуры воспламенения. Топливо, поступившее в мелко распыленном виде в цилиндр, воспламеняется не мгновенно, а с задержкой в 5...15° угла ПКВ, называемой периодом задержки воспламенения. В этот период топливо прогревается, перемешивается с воздухом и испаряется, т.е. образуется рабочая смесь. Подготовленная смесь воспламеняется и сгорает. Процесс сгорания на диаграмме изображается линией d1c1crzpzтzc. В процессе сгорания давление газов достигает 6...11 МПа (точка zp), а температура 1800...2400 К (точка zт).
10- глубина охлаждения заряда в ОНВ:
DTонв = Тк - Тк' = 54 K Режим максимального крутящего момента:
- потребное среднее эффективное давление:Pe = Km Pe, ном = 1,3 129 = 1,677 МПа;
- плотность заряда за компрессором:
к = oPe/iHuvm0,98 = 2,17 кг/м3
где = 1,5, i = 0,48, v = 0,92, m = 0,91- давление за компрессором:
Pк = кRTк' = 2,17287360 = 0,224 МПа,где Tк' = 360 K;- температура за компрессором:
Тк = 293 =406 К;- потребная глубина охлаждения в ОНВ:
DTонв = Tк' - Tк = 46 KСтроим графики потребного изменения Рк, DTонв, в зависимости от частоты вращения (рис.3.3). Через полученные точки для номинального режима и режима максимального крутящего момента проводим прямые линии, дающие ориентировочную форму зависимостей Pк (n), DTонв(n) и (n).
Рис.3.3
55 3.2. Расчет дизеля с наддувом.
Исходные данные: выполнить тепловой расчет дизеля 6ЧН 12/14, предназначенного для установки на тягач автопоезда полной массой 35 т. Исходя из требования обеспечить приемлемые динамические качества автопоезда, примем, что на 1 тонну его массы должна
приходиться мощность не менее 7 кВт (табл.1.1). Тогда требуемая мощность двигателя: Ne = 735 = 245 кВт
Рабочий объем двигателя: iVh' = 9,495 л.Таким образом, требуемая литровая мощность двигателя:
Ne.л = Ne/iVh' = 25,8 кВт/л Полученный показатель литровой мощности может быть обеспечен только при использовании наддува, т.к. Nе.л. безнаддувных дизелей автомобильного типа, подобной размерности, обычно не превышает 15...16 кВт/л. Оценим потребные давления за компрессором Рк для номинального режима и режима максимального крутящего момента, приняв в соответствии с современными требованиями:
Km=1,3 и Kc=0,5 Зададимся номинальной частотой вращения np=2400 мин-1.
Номинальный режим:- потребное среднее эффективное давление:
Pe = 120 Ne/(iVh') np=1,29 МПа;- плотность заряда за компрессором:
к = оРе/iНuv0,95m = 2,34 кг/м3
где = 1,8, i = 0,47, Hu = 42,44 МДж/кг, v = 0,89, m = 0,85;- давление за компрессором:
Рк = кRTк' = 2,3428737010-6 = 0,248 МПа,где Тк' = 370 K – температура за ОНВ;- температура за компрессором:
Тк = То = 424 К,
где nk = 1,7- показатель политропы сжатия в компрессоре;
54Процесс расширения. Процесс расширения в цилиндре дизеля протекает аналогично процессу расширения газов в ДВС ИЗ и заканчивается в точке b1. Давление газов в цилиндре в конце расширения 0,3...0,5 МПа, а температура 1000...1300 К. Процесс выпуска. Он происходит так же, как и процесс выпуска в ДВС ИЗ и заканчивается в момент закрытия выпускного клапана (точка r1). Давление газов в цилиндре в процессе
принудительного выпуска (линия ba2r) составляет 0,105...0,12 МПа. Температура газов 700...1000 К.
1.3. Величины, характеризующие работу двигателя.
Горячие газы, расширяясь в цилиндре двигателя, совершают индикаторную работу Li. Индикаторная работа Li пропорциональна площади верхней петли индикаторной диаграммы, т.е. aa1d1c1c2zpzтzcb1ba. Если отнести индикаторную работу цикла к единице рабочего объема цилиндра Vh', получим удельную индикаторную работу цикла, называемую в русской технической литературе средним индикаторным давлением, МПа:
Pi = Li / Vh' (1.5)
Экономичность действительного рабочего цикла двигателя определяется индикаторным КПД i :
i = Li / Q, (1.6)где, Q = Dgт.ц Нu - теплота, введенная в цикл топливом в количестве Dgт.ц (кг), имеющим низшую теплотворную способность Hu (Дж/кг). Таким образом, i оценивает степень использования теплоты в действительном цикле с учетом всех видов тепловых потерь. Работа, снимаемая с коленчатого вала двигателя Le меньше индикаторной работы Li на величину работы механических потерь Lm
в двигателе. Работа механических потерь затрачивается на преодоление трения между трущимися поверхностями деталей двигателя, на приведение в действие механизмов и агрегатов двигателя (ГРМ, водяной, масляный и топливный насосы и т.д.). Работу механических потерь, по аналогии с (1.5) оценивают средним давлением механических потерь (МПа), т.е.
Pm = Lm / Vh' (1.7)
11Тогда, среднее эффективное давление Ре цикла, или удельная
работа цикла, снимаемая с коленчатого вала двигателяPe = Pi - Pm, (1.8)
введя понятие механического КПД:
m= (1.9)
получим:
Pe = Pim (1.10)Так как число рабочих циклов, совершаемых в одном цилиндре в секунду равно n/(30), то эффективная мощность двигателя, имеющего i цилиндров (кВт)
Ne=
(1.11)где n - частота вращения коленчатого вала, мин-1; Vh
'- рабочий объем цилиндра, см3; - число рабочих ходов поршня за один цикл.
Эффективный крутящий момент (Нм)Me = 103 Pe iVh' / (), (1.12)
Из (1.11) и (1.12) следует, что для двигателя с заданным рабочим объемом iVh' и тактностью , эффективная мощность пропорциональна среднему эффективному давлению и частоте вращения, т.е. Nе~Pen, а крутящий момент Me~Pe.
Экономичность работы двигателя в целом, определяется эффективным КПД е и удельным эффективным расходом топлива ge.
Эффективный КПД, оценивающий степень использования тепла топлива с учетом всех видов потерь, как тепловых, так и механических, можно определить так
e = i m (1.13)Удельный эффективный расход топлива ge (кг/кВтч)
представляет собой отношение часового расхода топлива Gт к эффективной мощности Ne, т.е.
ge = Gт / Ne (1.14)Уровень форсирования двигателя оценивается литровой и
удельной поршневой мощностью.Литровая мощность (кВт/л):
Nл = Ne / (iVh') = Pe n /( 30 ) (1.15)
12
Внешняя скоростная характеристика двигателя 4Ч 8,2/8,5
53
Рис.3.1 Коэффициент приспособляемости: Km = 149,0/128,4=1,16 Скоростной коэффициент: Кс = 3800/6200 = 0,61 Литровая мощность двигателя: Nл = 83,4/1,795 = 46,5 кВт/лПо результатам теплового расчета строятся графики:а) внешней скоростной характеристики (рис. 3.2);б) параметров процесса газообмена, т.е. Ра(n), Та(n), v(n), gг(n), Pr(n);в) параметров процессов сжатия и сгорания, т.е. Pc(n), Тс(n), Pz(n), Tz(n);
г) индикаторных показателей и механических потерь, т.е. Pi(n), gi(n), Ni (n), i (n), m (n).
Расчетно-пояснительная записка должна содержать обоснованные выводы о техническом уровне проектируемого двигателя в сравнении с выбранными аналогами и уровнем двигателя в целом.
52
наиболее полно характеризует уровень форсирования в комплексе, т.е. по среднему эффективному давлению Ре, частоте вращения n и тактности .
Удельная поршневая мощность (кВт/дм2)
, (1.16)
характеризует уровень форсирования по среднему эффективному давлению, средней скорости поршня (м/с) и тактности.
Совершенство конструкции оценивается удельной массой, (кг/кВт):
mуд. = mдв. / Ne (1.17)где mдв – полная "сухая" масса двигателя. Основные эффективные и удельно-массовые показатели современных двигателей различного назначения приведены в таблице 1.1.
1.4. Скоростные характеристики двигателя.Характеристикой называется зависимость основных
показателей двигателя (мощности Ne, крутящего момента Ме, часового и удельного расходов топлива Gт и ge) от режима работы. Характеристики можно определить опытным путем на специальных стендах или построить приближенно, пользуясь расчетными методами.
Режимы работы двигателя характеризуются нагрузкой (средним эффективным давлением Pe или эффективной мощностью Ne) и частотой вращения коленчатого вала n. Характеристики, определяющие зависимость показателей двигателя при постоянном положении органов регулирования (неизменном положении рейки топливного насоса или дроссельной заслонки) от частоты вращения, называются скоростными.
Различным положениям органов регулирования соответствуют различные скоростные характеристики. Если скоростная характеристика получена при полной подаче топлива или горючей смеси, то она называется внешней скоростной характеристикой (ВСХ). Характеристики, соответствующие неполной подаче топлива или горючей смеси называются частичными скоростными характеристиками.
13
таблица 1.1.
ПоказательЕд. изм.
ДВС ИЗ легковых автомобилей
без надд. с надд.надд.+ОНВ
1 2 3 4 5Частота вращенияколенчатого вала- номинальная, nN
- при Ме max, nМ
тыс.мин-1
-"--"-
4,5…6.8
2,1…4,4
4…6
1,8…4,0
4…6
1,8…4,0Отношение S/D - 0,8…1,2 0,9…1,2 0,9…1,2
Литровая мощность,
Nл
кВт/л 30…50 40…64 46…90
Уд. поршневаямощность, Nп
кВт/дм2 25…45 34…57 39…75
Средне эффективное давление, Ре
- номинальное- максимальное
МПа-"--"-
0,8…1,060,9…1,3
1,17…1,281,35…1,48
1,32…1,51,46…1,6
Минимальный удельный расходтоплива по ВСХ
г/кВт 245…290 265…315 233…276
Удельная масса кг/кВт 1,2…2,5 1,2…2,2 1,1…2,1Коэффициент
приспособляемости
-1,13…1,25
1,15…1,3 1,16…1,32
Удельная мощность
- полностью груженого а/м
- полностью груженого
кВт/т
-"-
-"--
35…
-
100
-
автопоезда
14
продолжение табл.3.2.1 2 3 4 5 6 7 8
Индикаторные показатели.Рi,т МПа 1,047 1,15 1,24 1,223 1,157 1,016Pi МПа 1,006 1,067 1,191 1,186 1,122 0,976i - 0,293
50,3272
0,3362
0,3267
0,3135
0,2995
gi г/кВтч
279,2 250,6 243,7 250,8 261,4 273,6
Ni кВт 21,06 42,92 67,71 88,71 104,1 99,23Мi Нм 143,7 157,6 170,2 169,4 160,3 139,4
Механические потери.СП м/с 3,967 7,367 10,76
714,16
817,56
719,26
7Pm 0,073
60,1110
0,1484
0,1858
0,2232
0,2419
m 0,9268
0,8959
0,8754
0,8433
0,8010
0,7521
Эффективные показатели.Ре МПа 0,932 0,956 1,043 1,000 0,899 0,734е - 0,272 0,293 0,294 0,276 0,251 0,225ge г/
кВтч301,1 279,7 278,4 297,4 326,3 363,8
Ne кВт 19,52 38,45 59,27 74,81 83,38 74,63Ме Нм 133,2 141,2 149,0 142,9 128,4 104,8Gт кг/час 5,88 10,75 16,50 22,25 27,21 27,15
51
продолжение табл.3.2.1 2 3 4 5 6 7 8v - 0,774
60,820
10,900
80,923
10,9100 0,828
6Процесс сжатия и сгорания.
mо - 1,1165 1,0851 1,0812 1,0812 1,0812 1,0812m - 1,1194 1,0813 1,0781 1,0784 1,0787 1,0783
DHu кДж/кг 12379 6808 6189 6189 6189 6189Нр.с -"- 70952 75798 76558 76794 76890 76898а1 - 24,053 24,421 24,450 24,450 24,450 24,450b1 - ,00200 ,00204 ,00205 ,00205 ,00205 ,00205а2 - 20,780 20,770 20,755 20,744 20,739 20,739b2 - ,00260 ,00261 ,00261 ,00262 ,00262 ,00262n1 - 1,253 1,279 1,306 1,332 1,359 1,372Рс МПа 1,6928 1,743 1,8739 1,902 1,894 1,7437Тс К 619,2 649,8 679,7 713,0 750,7 776,6tc °С 346,2 376,8 406,7 440,0 477,7 503,6xz - 0,80 0,85 0,88 0,89 0,88 0,87х1 - 64267 72625 76334 78094 78310 78010х2 - 26,708 26,406 26,355 26,362 26,364 26,364х3 - ,0022
2,0022
1,0022
1,0022
1,00221 ,0022
1tz °C 2055 2305 2411 2458 2464 2454Tz K 2328 2578 2684 2731 2737 2727Pz,т МПа 7,067 7,477 7,978 7,856 7,449 6,568Pz МПа 6,148 6,505 6,940 6,835 6,481 5,714 - 4,175 4,290 4,257 4,131 3,933 3,786
Процессы расширения и выпуска
Uz" 70455 67129 70797 72405 72622 72346
Dx - 0,007 0,011 0,013 0,015 0,020 0,026UB" 58372 67963 71792 73557 74160 74345
N2 - 1,273 1,258 1,254 1,252 1,249 1,246Pb МПа 0,397 0,4210 0,4412 0,4376 0,4154 0,392Тb K 1256 1438 1495 1552 1567 1563Tr' K 802 899 976 1043 1058 1056ïDï % 0,3 1,0 1,7 1,3 2,0 4,1
50
таблица 1.1.
Дизели легковых автомобилей Дизели груз. а/м полной массой. св. 10т.
без надд. с надд. надд.+ОНВ без надд. с надд. надд.+ОНВ
6 7 8 9 10 11
4…5
1,8…2,4
4…4,6
1,6…2,2
4…4,4
1,6…2,2
1,9…2,8
1,1…1,7
1,9…2,6
1…1,6
1,9…2,4
1…1,60,96…1,25
0,96…1,25
0,96…1,25
1…1,27 1…1,36 1…1,36
21…32 26…37 35…40 13…20 15…28 17…36
16…25 22…32 30…33 17…24 18…30 21…41
0,65…0,77
0,7…0,95
0,8…1,00,9…1,24
1,05…1,17
1,1…1,49
0,7…0,80,8…0,96
0,95…1,16
1,05…1,25
1,07…1,71,15…2,07
215…270 216…265 212…255 210…218 200…210 186…205
2,2…4,5 2,0…4,0 1,9…3,3 3,4…6,0 3,1…5,3 2,5…5,0
1,1…1,251,14…1,24
1,14…1,27
1,09…1,12
1,09…1,11
1,09…1,10
11…17
-
15…20
-
17…26
-
7…14
5…10
8…17
6…11
9…20
7…12
15Характерными для ВСХ ДВС ИЗ (рис 1.3а) являются
следующие скоростные режимы: nmin - при котором двигатель устойчиво работает с полной нагрузкой (не путать с минимальной частотой холостого хода nmin.х.х.);
nМ - соответствующий максимального крутящему моменту Ме, или максимальному среднему эффективному давлению Ре, которые
достигаются при условии максимума ;
ng - при которых удельный эффективный расход топлива наименьший по ВСХ, причем ge,min достигается при условии максимума im;
nN - соответствующие максимальной эффективной мощности двигателя Ne, которая достигается при условии максимума
;
nmax - соответствующие максимальной скорости движения автомобиля с данным двигателем по горизонтальному участку дороги.
16
Таблица.3.2.Величин
аЕд. изм.
nx, мин-1
1400 2600 3800 5000 6200 68001 2 3 4 5 6 7 8
% 22,6 41,9 61,3 80,6 100 109,7Параметры рабочего тела и остаточных газов
- 0,80 0,89 0,90 0,90 0,90 0,90Тr K 800 890 960 1030 1080 1100M1 0,421
50,467
90,473
10,473
10,473
10,473
1МСО -"- 0,028
60,015
70,014
30,014
30,014
30,014
3-"- 0,042
60,055
80,056
90,056
90,056
90,056
9-"- 0,014
30,007
90,007
10,007
10,007
10,007
1-"- 0,058
20,064
60,065
40,065
40,065
40,065
4
-"- 0,3269
0,3637
0,3678
0,3678
0,3678
0,3678
М2 -"- 0,4706
0,5077
0,5115
0,5115
0,5115
0,5115
Процессы впуска и выпускаDРВ/О МПа 0,0005 0,0010 0,0015 0,0020 0,0025 0,0027РО' МПа 0,1008 0,1003 0,0998 0,0993 0,0988 0,0986o' кг/м3 1,199 1,193 1,187 1,181 1,175 1,171DRтр МПа 0,0005 0,0010 0,0015 0,0020 0,0025 0,0027Ртр МПа 0,1003 0,0993 0,0983 0,0973 0,0963 0,0959Wкл м/с 28,62 53,14 77,67 102,2 126,7 139,0Wтр м/с - - 55,5 73,0 90,5 -тр кг/м3 1,193 1,181 1,169 1,157 1,145 1,139Ртр' МПа 0,1003 0,0993 0,1040 0,1043 0,1030 0,0959тр' кг/м3 1,193 1,181 1,234 1,240 1,225 1,139DRкл МПа 0,0008 0,0027 0,0061 0,0106 0,0160 0,0180Ра МПа 0,0995 0,0966 0,0979 0,0937 0,0870 0,0779Рr МПа 0,1034 0,1061 0,1096 0,1136 0,1183 0,1209DT К 25 21 17 13 9 7Qдоз - 0,875 0,94 1,00 1,06 1,12 1,15gг - 0,055 0,0467 0,0394 0,0358 0,0345 0,0374Та К 349,4 345,7 340,0 336,4 333,3 334,8
49Исходя из заданного октанового числа бензина, принимаем
степень сжатия = 9,6. При этом обеспечивается достаточно высокий термический к.п.д. цикла, небольшая относительная поверхность камеры сгорания Fкс/Vh' и максимальная температура цикла Тz 2600...2700 К, позволяющие снизить выброс с отработавшими газами CxHу и NOx. Улучшению наполнения будет способствовать установка двух впускных и выпускных клапанов на цилиндр. Для впускных клапанов их диаметр примем dкл = 0,34D = 28 мм, высоту подъема hкл = 0,28 dкл = 7,8 мм. Площадь сечения впускных клапанов (при = 45°) fкл=11,8810-4 м2, коэффициент гидравлического сопротивления xкл=1,633, коэффициент расхода mкл = 0,616.
Примем среднюю скорость поршня на режиме номинальной мощности Сп = 17,5 м/с. Тогда расчетные частоты вращения:
- номинальная nN = 6200 мин-1;- максимальная nmax = (1,05...1,15) nN = 6800 мин-1;- промежуточные nx = 0,8 nN = 5000 мин-1
nx = 0,6 nN = 3800 мин-1
nx = 0,4 nN = 2600 мин-1
- минимальная nmin = 0,22nN = 1400 мин-1
Для увеличения литровой мощности двигателя используем настроенную впускную систему (газодинамический наддув) с оптимизацией ее параметров на частоты вращения, близкие к номинальной nN. Примем nопт = 5000 мин-1. Верхняя и нижняя границы частоты вращения с газодинамическим наддувом: nH = 0,75 nопт = 3750 мин-1, nB = 1,25 nопт = 6250 мин-1. Оптимальная длина индивидуальной впускной трубы lтр = 7,5 ао/nопт = 0,52 м. Другие недостающие исходные данные – Тr, , gдоз, xz, Dx, DТ определяем по рекомендациям, приведенным в разд. 2.1. Зависимости от частоты вращения показаны на рис. 3.1. Дальнейший расчет сведен в таблицу 3.2.
48Эксплуатация автомобиля происходит при переменных
нагрузках, скорости и дорожных условиях. Поэтому мощность двигателя всегда должна соответствовать мощности необходимой для движения автомобиля с требуемой скоростью. На рис 1.3б показаны графики мощности Ne, развиваемой двигателем и необходимой для движения автомобиля N.
Мощность, необходимая для движения автомобиля N
складывается из мощности на преодоление трения трансмиссии Nтр, сопротивления качению автомобиля Nк и сопротивления воздуха Nв, причем последняя составляющая изменяется примерно пропорционально кубу скорости V движения автомобиля (Nв V3).
При максимальной скорости движения автомобиля на горизонтальном участке пути мощность, потребляемая автомобилем
N, равна мощности, развиваемой двигателем по ВСХ, в точке А при частоте вращения nmax. При изменении условий движения (подъем), суммарные сопротивления увеличатся (кривая N'). Максимальная скорость движения автомобиля станет меньше чем в рассмотренном случае и будет характеризоваться точкой В. При работе двигателя с прикрытой дроссельной заслонкой (частичная скоростная характеристика) его мощность снизится во всем диапазоне частот вращения (на рис. 1.3б – штриховая линия). Равенство мощностей N
Ne наступит при меньшей, чем в точке А частоте вращения, т.е. в точке С пересечения кривых N и Ne'.
На рис. 3.2 приведена расчетная ВСХ двигателя 4Ч8,2/8,5 с искровым зажиганием, а на рис. 3.4 расчетная ВСХ дизеля 6ЧН12/14.
2. ПОРЯДОК ВЫПОЛНЕНИЯ ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА.2.1. Выбор и обоснование аналогов, исходных данных и
расчетных режимов.
Аналогом проектируемого двигателя является двигатель зарубежного или отечественного производства, имеющий такой же или близкий рабочий объем и назначение. Сопоставление параметров технического уровня проектируемого двигателя с параметрами аналогов, дает возможность судить о степени их соответствия.
При подборе аналогов должны выполняться следующие условия:
171. Рабочий объем аналога iVh
’ не должен отличаться более чем на 5 % от рабочего объема проектируемого двигателя.
2. В число аналогов целесообразно включать двигатели иных конструктивных схем, но при выполнении условия п.1. Например, в число аналогов проектируемого рядного двигателя следует включать V-образные или оппозитные.
3. При наличии аналогов с разными типами охлаждения, должны рассматриваться и те и другие.
4. Число аналогов должно быть по возможности большее и желательно из разных стран. Минимальное число аналогов 2…3.
5. Показатели рабочего процесса аналогов должны отражать современный уровень двигателестроения (см. табл. 1.1).
Параметры и показатели аналогов целесообразно свести в таблицу 2.1.
По окончании теплового расчета в таблицу 2.1 вносятся показатели проектируемого двигателя. На основании их сравнения, в расчетно-пояснительной записке даются обоснованные выводы о техническом уровне проектируемого двигателя.Тепловой расчет выполняется на нескольких скоростных режимах.
Для ДВС ИЗ - карбюраторных, с центральным и распределенным впрыском топлива, номинальная частота вращения nN коленчатого вала точно может быть определена только в ходе теплового расчета, поскольку она определяется произведением
(см. разд. 1.4). Ориентировочно, в начале расчета nN
можно определить, задавшись средней скоростью поршня сп на номинальном режиме. Последняя зависит (рис.2.1) от конструктивных особенностей двигателя.
Номинальная частота вращения nN при выбранном значении сп, мин-1.
nN 30 сп / S (2.1)
18
продолжение табл. 3.1.1 2 3 4 5
10. Частота вращения nN при Ме
мин-1 2500 4250 3800
11. Коэффициент приспособляемости Кm
-1,265 1,09 1,16
12. Скоростной коэффициент, Кс
-0,45 0,65 0,61
13. Удельный расход топлива на номинальном режиме, ge
г/кВтч
нет данных
нет данных
363,8
14. Удельный расход топлива, минимальный по ВСХ.
г/кВтч
нет данных
264 278
15. Среднее эффективное давление Ре, максимальное
МПа
0,809 1,036 1,043
16. Средняя скорость поршня СП на номинальном режиме
м/с
15,84 18,1 17,57
17. Литровая мощность, Nл
кВт/л37,1 56,1 46,6
18. Удельная поршневая мощность, Nп
кВт/дм232,0 46,9 39,5
19. Число впускных клапанов на цилиндр, iкл
-1 2 2
20. Охлаждение - жидкостн. жидкостн. жидкостн.21. Система питания
-центр. впрыск
распред. впрыск
распред. впрыск
22. Вид наддува - нет газодинам. газодинамич.
47
3. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ.
3.1. Расчет ДВС искрового зажигания.
Исходные данные: Выполнить расчет двигателя типа 4Ч 8,2/8,5 с распределенным впрыском топлива, предназначенного для легкового автомобиля. Топливо – бензин АИ-93.
Выбор аналогов. Рабочий объем рассчитываемого двигателя iVh' = 1795 см3. Исходя из его назначения в качестве аналогов выбираем двигатели:1. Volkswagen GOLF 1.8 GLi – рядный четырехцилиндровый типа 4Ч 8,1/8,64, с центральным впрыском топлива, жидкостного охлаждения.2. RENAULT 19 16V1.8i – рядный четырехцилиндровый типа 4Ч 8,2/8,35 с распределенным впрыском топлива, газодинамическим наддувом, жидкостного охлаждения.
Технические данные прототипов представлены в таблице 3.1.Таблица 3.1.
Наименование, обозначение Ед. изм.
VW GOLF 1.8 GL
R 19 16 V 1.8i
Проект
1 2 3 4 51. Рабочий объем, iVh' см3 1781 1764 17952. Число цилиндров - 4 4 43.Диаметр, D мм 81 82 824.Ход поршня, S мм 86,4 83,5 855. Отношение S/D - 1,07 1,02 1,046. Степень сжатия, - 10,0 10,0 9,67. Номинальная мощность, Ne кВт 66 99 83,48. Номинальная частота вращения, nN
мин-1 5500 6500 6200
9. Максимальный крутящий момент, Ме
Нм.145 158 149
46
Таблица 2.1 Наименование Ед.
изм.Аналог №1
Аналог №2
Проектируемый двигатель
1. Рабочий объем, iVh’ см3 9495
2. Число цилиндров, i - 63. Диаметр цилиндра, D мм 1204. Ход поршня, S мм 1405. Отношение, S/D - 1,176. Степень сжатия, - 167. Номинальная мощность, Ne кВт 247,58. Ном.частота вращения, nN мин-1 24009. Максимальный крутящий
момент, Ме,max
Нм 1190
10. Частота вращения, при Ме,max
, nМ
мин-1 1200
11. Коэфф. приспособляемости, Кm.
- 1,21
12.Скоростной коэффициент, Кс. - 0,513. Удельный расход топлива, ge
на номинальном режиме.г/
кВтч228
14. Удельный расход топлива, минимальный по ВСХ, ge.min.
г/кВтч
210
15. Среднее эффективное давление Ре.
МПа 1
16. Средняя скорость поршня сп на номинальном режиме.
м/с 11,2
17. Литровая мощность Neл кВт/л 26,0718. Удельная поршневая
мощность, Neп
кВт/ дм2
36,5
19. Число впускных клапанов на цилиндр, iкл.
- 2
20. Тип камеры сгорания - неразделенная21. Вид охлаждения - жидкостное22. Особенности сист. питания -23. Вид наддува - газотурбиный24. Давление наддува, Рк, на на ном. режиме на режиме Ме,max
0,2480,224
19
20
в).Строим на ВСХ точку А, соответствующую часовому расходу топлива Gт.х.х при nр.х.х. и соединяем ее прямой с точкой, соответствующей Gт на номинальном режиме. На графиках Ne(n) и Мe(n) проводим прямые линии от их номинальных значений при np до нулевых при np.х.х. Удельный эффективный расход топлива по регуляторной ветви ВСХ определяем на нескольких промежуточных частотах в диапазоне np nх np.х.х по формуле:
ge = Gт / Ne. (2.90)Полученные точки соединяем плавной кривой. При частоте вращения, приближающейся к np.х.х, удельный эффективный расход топлива стремится к бесконечности, поскольку эффективная мощность Ne равна нулю.
Характер протекания ВСХ оценивается:1.Коэффициентом приспособляемости Кm :
Кm = Мe,max / Мe,N, (2.91) где Мe,max – максимальный крутящий момент, Мe,N – крутящий момент при номинальной мощности.
2.Скоростным коэффициентом Кс :Кс = nм / nN, (2.92)
где nм и nN – частоты вращения коленчатого вала, соответствующие максимальному крутящему моменту и номинальной мощности.
Чем выше значения Кm и ниже Кс, тем лучше двигатель приспосабливается к изменению внешней нагрузки, а автомобиль обладает высокими динамическими характеристиками. Достигнутые значения Кm и Кс для двигателей различных типов и назначения приведены в таблице 1.1.
Кроме ВСХ, после выполнения теплового расчета целесообразно построить графики зависимости от частоты вращения задаваемых (Рк, DТОНВ, , Тr, доз., xz и др.) и рассчитанных (Та, Ра, gг, v, Тс, Рс, Тz, Pz, n1, n2, Pi, Ni, i и др.) параметров двигателя.Рассчитанные эффективные и удельно-массовые показатели двигателя заносятся в таблицу 2.1. Выполняется анализ технического уровня проекта и формулируются соответствующие выводы.
45
Рис.2.16
44
Другие расчетные режимы определяются следующим образом:1. Режим минимальной частоты nmin 0,2nN, но не менее 1000…
1200 мин-1.2. Режим максимальной частоты nmax = (1,05…1,15)nN.3. Промежуточные режимы (не менее 2-х), в области которых двигатель развивает наибольший крутящий момент и наименьший удельный расход топлива. Соответствующие им частоты вращения nx1 = (0,4…0,5) nN; nx2 = (0,65…0,8) nN и др. У дизелей номинальная частота вращения ограничивается регулятором (nр = nN) и бывает известна до начала расчета. У тракторных дизелей nр = 1800…2200 мин-1, у дизелей грузовых автомобилей (D105 мм) nр = 2200…3000 мин-1, у дизелей легковых автомобилей и грузовых на их базе (D100 мм) nр = 3500…5000 мин-
1.Основные расчетные частоты вращения для дизелей:
1. Режим мин.частоты nmin=(0,3…0,4)nр, но не менее 900-1000 мин-1.2. Режим наибольшего крутящего момента nм = Кс nр, где Кс= nм / nр – скоростной коэффициент, значение которого задается перед выполнением теплового расчета (см. разд. 3.2).3. Промежуточный режим (один или несколько), например nх = (0,7…0,75) nр и др.4. Номинальный режим работы nр.
Задание на проектирование двигателя содержит не все необходимые исходные данные, поэтому некоторыми из них нужно задаться до начала расчетов.
1. Давление и температура окружающей среды для двигателя без наддува: Рк = Ро = 0,1013 МПа, Тк = То = 293 К.
2. Максимально допустимая степень сжатия для ДВС ИЗ в основном определяется октановым числом бензина, характеризующим способность противостоять детонации (табл. 2.2).
Таблица 2.2.Тип двигателя Октановое число (по моторному методу)
76 (А-76) 85 (АИ-93) 89 (АИ-98)Карбюраторный или с
центр. впрыском6,0…8,0 8,0…10,0 9,5…10,5
Распределенный впрыск - 9,0…10,5 10…12
21
При наддуве необходимо снижать на 1,0…1,5 ед., или применять топливо с повышенным октановым числом.
Степень сжатия у дизелей без наддува выбирается из условия обеспечения надежного запуска двигателя при отрицательных (°С) температурах окружающей среды. Дизели с неразделенными и полуразделенными камерами сгорания имеют = 16…18, у дизелей с разделенными камерами сгорания вихревого типа = 19…23. При наддуве степень сжатия снижают на 0,5…1,5 ед.
3. По ВСХ двигатели ИЗ работают на обогащенной смеси ( 1) с целью повышения мощности и улучшения тягово-динамических показателей автомобиля. При этом возрастает удельный расход топлива ge, а также выброс токсичных веществ с продуктами сгорания – угарного газа СО, углеводородов СхНу и других. Благоприятное протекание ВСХ обеспечивается при использовании зависимости (n), приведенной на рис. 2.2. При установке каталитических нейтрализаторов ОГ следует выдерживать = 0,96…0,98 во всем диапазоне изменения частоты вращения. Газовые двигатели с ИЗ по ВСХ работают на смеси, близкой к стехиометрической, т.е. 1. При снижении нагрузки (прикрытии дроссельной заслонки) бензиновые ДВС ИЗ работают при = 1,1…1,2, газовые при = 1,1…1,4.
При высокой турбулизации горючей смеси в цилиндре бензиновые ДВС ИЗ, на частичных скоростных характеристиках могут работать с 1,7, обеспечивая при этом высокую экономичность с малым выбросом токсичных соединений, в том числе окислов азота NOx.
У дизелей для обеспечения выгодного протекания ВСХ применяют прямой корректор подачи топлива, с которым коэффициент избытка воздуха возрастает по мере увеличения частоты вращения. Наименьшим значениям соответствует частота вращения nм , при которой развивается наибольший крутящий момент. Для снижения дымности при частотах вращения n nм, используется обратный корректор, обедняющий смесь. Типовые зависимости (n) для безнаддувных дизелей с различным типом смесеобразования приведены на рис. 2.3а и 2.3б, где = nx / np.
22Ме = Мi m (2.85)
Часовой расход топлива (кг/час): Gт = ge Ne (2.86)
Построение характеристики ТНВД дизеля. Характеристикой топливного насоса высокого давления (ТНВД) называется зависимость цикловой подачи топлива Dgт.ц. от частоты вращения кулачкового вала насоса или коленчатого вала двигателя при постоянном положении органа, регулирующего подачу топлива. Для построения характеристики ТНВД рассчитывается массовая подача топлива (мг/цикл):
Dgт.ц. = Gт 106 / (30 nх i) (2.87)в диапазоне частот вращения nmin nх np. На максимальной частоте вращения холостого хода (см. разд. 2.5.)
Dgт.ц. = Dgт.ц.' Vh'где Vh' – рабочий объем цилиндра.
Типовая характеристика ТНВД показана на рис. 3.5.
2.5. Построение и анализ ВСХ. Внешняя скоростная характеристика (ВСХ), строится по результатам теплового расчета двигателя. Типичная расчетная ВСХ ДВС ИЗ показана на рис 3.4. ВСХ дизеля имеет особенность, вызванную использованием регулятора (ограничителя) номинальной частоты вращения коленчатого вала. ВСХ дизелей имеет регуляторную ветвь, формирующуюся под воздействием уменьшения цикловой подачи топлива Dgт.ц. при увеличении частоты вращения сверх номинальной (n np). Приближенное построение регуляторной ветви ВСХ (рис.2.16) дизеля производится в следующем порядке:а) Определяется максимальная частота вращения (мин-1) коленчатого вала на режиме холостого хода nр.х.х., ограниченная регулятором:
nр.х.х. = (1,05…1,08) nр. (2.88)б) Определяется часовой расход топлива при nр.х.х. (кг/час):
Gт.х.х. = Dgт.ц' nр.х.х.( iVh')310-5, (2.89)где Dgт.ц' – цикл. подача топлива на режиме холостого хода в расчете на литр раб.объема цилиндра. Обычно Dgт.ц' = 17…20 мг/(цикллитр).
43Таблица 2.4.
Значения коэффициентов ам и bм для ДВС ИЗ.i S/D ам bм
0,040 0,0132 0,030 0,0110 0,029 0,0112
Таблица 2.5.Значения коэффициентов ам и bм для дизелей.
Тип дизеля ам bм
- с неразделенными камерами сгорания
0,089 0,0118
- вихрекамерные 0,089 0,0135- предкамерные 0,103 0,0153
У дизелей с газотурбинным наддувом среднее давление механических потерь подсчитывается по формуле:
Рм = (ам + bм Сп) + 0,035 ( Рк - Ро),
(2.80)где значения коэффициентов ам, bм берутся из таблицы 2.5.
Механический коэффициент полезного действияm = ( Pi - Pm) / Pi.
Эффективные показатели.Среднее эффективное давление цикла (МПа):
Pе = Pi m (2.81)Эффективный коэффициент полезного действия:
е = i m (2.82)Удельный эффективный расход топлива (г/кВтчас):
ge = gi / m (2.83)Эффективная мощность (кВт):
Ne = Ni m (2.84)Эффективный крутящий момент (Нм):
42
Двигатели искрового зажигания
23
У дизелей с наддувом значения следует задавать на 10…20 % выше, чем у безнаддувных – во избежание чрезмерных тепловых нагрузок на детали ЦПГ. Снижение приводит к росту литровой мощности двигателя при одновременном нежелательном увеличении тепловой напряженности деталей и дымности отработавших газов (ОГ). При выборе необходимо учитывать назначение двигателя, определяющее требования по экономичности, долговечности, литровой мощности и дымности ОГ.
4. Температура остаточных газов Тr у ДВС ИЗ практически линейно увеличивается с ростом частоты вращения (рис. 2.4). Чем выше степень сжатия , тем ниже значения Tr за счет более полного расширения продуктов сгорания. Если с целью снижения выброса NOx предусмотрена рециркуляция ОГ, выбранные по рис. 2.4 значения Тr необходимо увеличить на 100…140 К.
У дизелей характер зависимости Тr(n) формируется, в основном, под влиянием изменения цикловых подач топлива прямым и обратным корректорами (рис.2.5). Если предусмотрена рециркуляция ОГ, выбранные по рис.2.5 значения Тr должны быть увеличены на 120…140 К.
24
полученное значение Тr'. Повторный расчет проводится только для тех частот вращения nx, при которых [D] 15%.
2.4. Показатели цикла и двигателя в целом.
Индикаторные показатели.Теоретическое среднее индикаторное давление цикла (МПа):- для ДВС ИЗ
(2.72)
- для дизелей
(2.73)
Действительное среднее индикаторное давление (МПа), с учетом скругления диаграммы рабочего цикла:
Pi = (0,95…0,96) Pi,т. (2.74)Индикаторный КПД:
i = (103 Pi lo )/(Hu o v) (2.75)Удельный индикаторный расход топлива (г/кВтчас):
gi = 3,6 106/(Hu i) (2.76)Индикаторная мощность (кВт):
Ni = iVh' Pi nx / 120, (2.77)где iVh' – полный рабочий объем двигателя (л), имеющего i цилиндров.
Индикаторный крутящий момент (Нм)Mi = 9550 Ni/nx. (2.78)
Механические потери.Механические потери в ДВС оцениваются средним давлением
механических потерь Рm (МПа), которое в зависимости от средней скорости поршня Сп рассчитывается по формуле:
Рm = ам + bм Сп. (2.79)Значения коэффициентов ам и bм для ДВС различных типов
приведены в таблицах 2.4 и 2.5.
41
Следует иметь в виду, что увеличение приводит к некоторому снижению Dx, а при использовании наддува у дизелей Dx возрастает, приближаясь к верхней границе, показанной на рис. 2.15.
Внутренняя энергия рабочего тела в точке z (кДж/кМоль):
(2.64)Внутренняя энергия рабочего тела в точке b (кДж/кМоль):
(2.65)Степень последующего расширения:
d = / . (2.66)Показатель политропы расширения:
(2.67)При расчете ДВС ИЗ в формулу для вычисления n2 вместо d
следует подставлять значение степени сжатия .Уравнение для показателя политропы расширения решается
методом последовательных приближений с точностью до 3-го знака после запятой. В качестве начального приближения в правую часть уравнения подставляются значения n2 = 1,26…1,33 - для ДВС ИЗ и n2 = 1,21…1,25 - для дизелей.
Давление (МПа) и температура (К) в конце расширения:
- для ДВС ИЗ , (2.68)
- для дизелей , (2.69)
Температура Тr' остаточных газов (К):
Тr' = . (2.70)
Проверка совпадения с выбранными в начале расчета (см. 2.1) значениями температуры остаточных газов Тr :
D = ( [ Тr - Тr'] / Тr) 100, %. (2.71)Допустимая погрешность [D] не должна превышать 15 %.
Если погрешность выше, следует повторить расчет основных процессов цикла, использовав в качестве температуры остаточных газов
405. Потребные значения давления Рк за компрессором для
обеспечения заданной мощности Ne дизеля и характера кривой крутящего момента ориентировочно определяют в следующем порядке:
а) Для номинального режима работы двигателя (n = np):- потребное среднее эффективное давление (МПа)
Ре,N = 120Ne/(iVh'np) , (2.2)- плотность заряда за компрессором (кг/м3)
к = lo Ре,N/(1Huv0,95m) , (2.3)где 1 = 0,46…0,49 – индикаторный КПД; v = 0,88…0,92 – коэффициент наполнения; m = 0,83…0,87 – механический КПД;
- давление за компрессором (МПа)Рк = кRTк' , (2.4)
где Tк' =360…370 К – условная (желательная) температура заряда за компрессором;
-фактическая температура заряда за компрессором
Tк = То (2.5)где nк = 1,6…1,8 – показатель политропы сжатия в компрессоре;
- глубина охлаждения заряда в ОНВ:DТОНВ = Тк – Тк', (2.6)
причем, если DТОНВ 20 К, применение ОНВ нецелесообразно. В этом случае, нужно уточнить значение Рк, с использованием рассчитанного значения температуры Тк;
б). Для режима наибольшего крутящего момента (n = nМ):- потребное среднее эффективное давление Ре (МПа):
Ре = Кm Ре,N, (2.7)где Кm – коэффициент приспособляемости; Ре,N – среднее эффективное давление на номинальном режиме работы двигателя.
- плотность заряда за компрессором (кг/м3):к = lo Ре/(1Huvm 0,98), (2.8)
где 1 = 0,47…0,49; v = 0,91…0,94; m = 0,90…0,92.Далее определяются Рк, Тк, DТОНВ – как и для ном. режима.Для промежуточных частот вращения значения Рк и DТОНВ
можно получить методом линейной интерполяции (рис. 3.3).
256. Основные свойства применяемых топлив – средний
элементарный состав, молекулярная масса mт, низшая теплотворная способность Нu, теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива lo (или Lo), приведены в таблице 2.3.
Таблица 2.3.
ВеличинаЕдин. измер. Бензин Дизельн.
топливоМетанол СН3ОН
Этанол С2Н5ОН
С* 0,855 0,870 0,375 0,520
Н* 0,145 0,126 0,125 0,130
О* - 0,004 0,500 0,350
m кг/кМоль 115 190 32 46Нu кДж/кг 43930 42440 19950 27720
lo 14,957 14,452 4,11 5,79
Lo 0,516 0,500 0,22 0,31
7. Для расчета процессов газообмена необходимо задаться некоторыми параметрами впускной и выпускной систем.
При установке одного впускного клапана на цилиндр (iкл. = 1), его диаметр dкл. = (0,4…0,47)D, наибольшая высота подъема hкл. = (0,24…0,28)dкл., угол фаски клапана = 45° (рис. 2.6).
Для современных автомобильных двигателей предпочтительной является установка двух впускных клапанов (iкл. = 2) на цилиндр. Это обеспечивает повышение литровой мощности за счет увеличения коэффициента наполнения v во всем диапазоне режимов работы двигателя. Диаметр каждого впускного клапана dкл. = (0,30…0,37)D, hкл. = (0,25…0,28)dкл..
Общая площадь сечения впускных клапанов (м2):fкл = iклdклhклcos (2.9)
26
Процессы расширения и выпуска.Задаемся разностью Dx коэффициентов использования тепла
в точке b(x) и точке z(x), учитывающей интенсивность подвода тепла при догорании топлива по линии расширения z-b.
Типичные характеры изменения Dx для ДВС ИЗ и дизелей приведены на рис. 2.14 и 2.15.
39
Степень предварительного расширения: = m Tz /( Tс). (2.63)
Если получено значение 1,1 расчет сгорания на соответствующем скоростном режиме нужно повторить, предварительно задавшись меньшим значением Рz.
38
Рис.2.6.Коэффициент гидравлического сопротивления клапана
xкл = 2,7-(0,8/rкл)+(0,14/rкл2), (2.10)
где rкл = hкл / dкл.Коэффициент расхода впускного клапана:
(2.11)8. С целью увеличения коэффициента наполнения v,
современные двигатели (в том числе и с газотурбинным наддувом), оснащаются т. н. настроенными системами впуска, включающими (рис. 2.7) ресивер 1 и индивидуальные впускные трубопроводы 2. Длина впускных трубопроводов lтр. и объем ресивера Vp подбираются такими, чтобы создать резонанс колебаний воздушного столба во впускной системе. Благодаря этому, давление во впускном трубопроводе Ртр. во время основного впуска резко возрастает и происходит "газодинамический наддув" цилиндра.
Такое явление возникает в сравнительно узком диапазоне частот вращения коленчатого вала (0,75…1,25)nопт., где nопт. – частота для которой подбирается оптимальная длина lтр. Если необходимо повысить литровую мощность Ne,N двигателя, nопт.= (0,75…0,85)nN. Этому соответствуют сравнительно короткие трубопроводы. При необходимости увеличения максимального Ме,max, оптимальная частота nопт. nМ при "длинных" впускных трубопроводах.
27Для учета газодинамического наддува при тепловом расчете
двигателя необходимо:- выбрать nопт. исходя из цели использования данного явления (повышение Nе,л или Ме,max);- определить нижнюю nн и верхнюю nв границы частот вращения, при которых происходит газодинамический наддув:
nн 0,75nопт. , nв 1,25nопт (2.12)- определить оптимальную длину впускного трубопровода lтр. (м):
lтр. = 7,5ао/ nопт, (2.13)где ао = 345 м/с – скорость звука в воздухе при То = 293 К.
У двигателей с турбонаддувом ао определяется по температуре за компрессором с учетом её снижения в ОНВ.
После подбора исходных данных, не оговоренных заданием, определяются параметры рабочего тела, рассчитываются основные процессы цикла, индикаторные и эффективные показатели двигателя в целом. Результаты расчетов целесообразно оформлять в виде таблицы, пример которой приведен в Главе 3.
Рис.2.7.
28
Теоретическое максимальное давление цикла (МПа):Pz,т= m Pc Tz / Tc (2.57)
Действительное максимальное давление цикла (МПа):Pz = (0,86…0,88)Pz,т. (2.58)
Степень повышения давления в цикле: = Pz,т / Pc. (2.59)
Дизели. Задаемся максимальным давлением цикла Pz по статистическим данным (рис. 2.13). У дизелей с наддувом значения Pz увеличивают на 20…40%. Дальнейший рост Pz нежелателен по соображениям тепловой и механической напряженности деталей ЦПГ.
Степень повышения давления в цикле = Pz/ Pc. (2.60)
Температура Тz в конце сгорания определяется по уравнению сгорания, коэффициенты которого:
х1 = x Нр.с.+[(а2+b2 tc)tc+8,314], х2 = m (a1+8,314), х3 = mb1.
Температура в конце сгорания, °С:
(2.61)
Tz = tz + 273, К. (2.62)
37Двигатели ИЗ. Температура Тz в конце сгорания
определяется из уравнения первого начала термодинамики, записанного в виде
x Нр.с.+ (n2+b2 tc) tc = m (a1+b1 tz) tz (2.54)Обозначив: х1 = x Нр.с.+ (а2+b2 tc) tc, х2=ma, х3=mb,получаем квадратное уравнение относительно tz, °С:
х3 tz2+ х2 tz+ х1 = 0.
Решение этого уравнения:
(2.55)
Tz = tz+273, К. (2.56)
362.2. Определение параметров рабочего тела.Количество горючей смеси
М1 = Lo+1/mT, . (2.14)
Количество ( ) отдельных компонентов продуктов
сгорания обогащенной ( 1) смеси:
МСО = 2 0,208Lo,
= (C*/12)-МСО,
= 2К 0,208Lo, (2.15)
= (Н*/2)- ,
= 0,792 Lo,
где К = 0,4…0,5 – характеристика топлива, или отношение / МСО
в продуктах сгорания при 1.Количество (кМоль/кг.топлива) отдельных компонентов
продуктов сгорания обедненной (1) смеси: = C*/12,
= Н*/2,
= 0,792 Lo, (2.16)
= 0,208 ( - 1) Lo. Общее количество продуктов сгорания (кМоль/кг.топлива):
При 1: М2 = + МСО+ + + , (2.17)
При 1: М2 = + + + . (2.18)
2.3. Расчет основных процессов цикла.Процессы газообмена.
Основная задача расчета газообмена состоит в определении количественных и качественных показателей наполнения цилиндров свежим зарядом и очистки их от отработавших газов. Степень очист-
29
ки и наполнения цилиндра определяется потерями давления свежего заряда в различных элементах впускной трассы.
Принципиальная схема впускной трассы и ее важнейшие гидравлические сопротивления показаны на рис. 2.8. Обозначения:в/о – воздухоочиститель, ТК – турбокомпрессор, ОНВ – охладитель наддувочного воздуха, АЦП – агрегат центрального впрыска топлива (или карбюратор – К ), Кл – впускной клапан.
Потеря давления в воздухоочистителе (МПа):DRв/о = DRв/о,max , (2.19)
где DRв/о,max = 0,0024…0,0026 МПа - для ДВС ИЗ; DRв/о,max = 0,0018…0,0022 МПа - для дизелей при их работе на номинальной мощности.
Здесь и далее: = nx/nN, причем у дизелей nN = nр.Давление за воздухоочистителем (МПа):
Ро' = Ро - DRв/о (2.20)Плотность заряда за воздухоочистителем (кг/м3):
о' = 106 Ро' / (287 То). (2.21)Степень повышения давления в турбокомпрессоре:
к = Рк / Ро' (2.22)где Рк – принятое значение давления за компрессором (МПа).Для безнаддувных ДВС к = 1.
Температура за компрессором (К):
Тк = То , (2.23)
30где
Мольная теплоемкость смеси свежего заряда и остаточных газов, кДж/(кМольК):
, (2.50)
где а2 = (20,600 + gr а1) / (1+gr), b2 = (0,002638 + gr b1) / (1+gr).Показатель политропы сжатия:
n1 = 1,375 - 0,15(1,02 - ) (2.51)Расчетное давление окончания сжатия в точке с2 (ВМТ),
МПа:Рс = Ра . (2.52)
Температура окончания сжатия (К):
Тс = Та , или (°С): tc = Tc - 273. (2.53)Коэффициент использования тепла x при сгорании
определяем основываясь на статистических данных для двигателей различных типов (рис. 2.10…2.12).
Эта величина учитывает потери тепла при сгорании, вызванные теплообменом со стенками цилиндра и днищем поршня, диссоциацией продуктов сгорания, утечками рабочего тела и др.
У ДВС ИЗ более высокие значения (рис. 2.10) характерны для двигателей жидкостного охлаждения, а также имеющих распределенный впрыск топлива.
У дизелей (рис. 2.11 и 2.12) более высокие значения x
выбираются при газотурбинном наддуве, способствующем созданию наивыгоднейших условий для смесеобразования и сгорания.
Дальнейший ход расчета процессов сгорания в ДВС ИЗ и дизелях имеет существенные различия.
35Коэффициент остаточных газов
(2.41)
При рециркуляции значениями gr необходимо задаваться самостоятельно. В зависимости от степени рециркуляции продуктов сгорания gr = 0,08…0,12. Температура заряда в цилиндре в момент окончания впуска (К):
, (2.42)
где = 1,1…1,2 – коэффициент, учитывающий различие теплоемкости свежего заряда и остаточных газов.
Коэффициент наполнения, характеризующий качество процессов газообмена
, (2.43)
При рециркуляции коэффициент наполнения определяется по формуле
(2.44)
Процессы сжатия и сгорания.Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:
m2 = М2 / М1. (2.45)Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:
m = (mо + gr) / (1 + gr). (2.46)Потеря тепла вследствие химической неполноты сгорания
обогащенной смеси (определяется при 1), кДж/кг:DНu = 119950 ( 1 - ) Lo (2.47)
Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кМоль:Нр.с. = (Нu - DНu) / [M1 (1 + gr)] (2.48)
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при температуре tx, °С, определяется выражением, кДж/(кМольК):
(2.49)
34
где nк – показатель политропы сжатия в компрессоре. Ориентировочно, для центробежных компрессоров nк = 1,6…1,8.
Снижение давления в охладителе наддувочного воздуха (МПа):
DRОНВ = DRОНВ,max , (2.24)где DRОНВ,max = 0,004…0,005 МПа. Для безнаддувных ДВС и двигателей с наддувом, но без ОНВ DRОНВ=0.
Давление за охладителем наддувочного воздуха (МПа):Рк' = Рк - DRОНВ. (2.25)
Температура заряда за ОНВ (К):Тк' = Тк - DТОНВ, (2.26)
причем зависимость DТОНВ(n) ориентировочно определяется при предварительном выборе параметров системы наддува (см. разд. 2.1).
Потери давления в АЦП (МПа):DРАЦП = DРАЦП,max , (2.27)
где DРАЦП,max = 0,004…0,006 МПа.При использовании вместо АЦП карбюратора, потеря
давления (МПа):DРк = DРк,max , (2.28)
где DРк,max = 0,007…0,010 МПа - в карбюраторе с одинарным и DРк = 0,005…0,007 МПа двойным и тройным диффузорами.
У дизелей и ДВС ИЗ с распределенным впрыском этот вид потерь давления отсутствует.
Потеря давления во впускном трубопроводе (МПа):DРтр. = DРтр.,max , (2.29)
где DРтр.,max = 0,002…0,004 МПа для разветвленных коллекторов дизелей и ДВС ИЗ с АЦП и карбюраторами. Для ДВС ИЗ с распределенным впрыском топлива DРтр.,max = 0,0015…0,0025 МПа.
Давление во впускном трубопроводе, перед клапаном (МПа):Ртр = Рк'- DРАЦП-DРтр.
илиРтр = Рк'- DРк - DРтр. (2.30)
или для дизелей и ДВС ИЗ с распределенным впрыском:Ртр = Рк' - DРтр.
31
Средняя за процесс впуска скорость в узком сечении впускного клапана (м/с):
Wкл.= . (2.31)
Плотность заряда во впускном трубопроводе перед клапаном (кг/м3): тр.= 106 Ртр./(287Тк'). (2.32)
Если двигатель имеет настроенную впускную систему, необходимо вычислить давление (МПа) во впускном трубопроводе с учетом газодинамического наддува, но только на расчетных режимах, удовлетворяющих условию nн nх nв (см. 2.1):
Ртр' = Ртр + тр lтр n 10-6, (2.33)где Wтр.= Wкл./(1,2…1,4) – средняя за процесс впуска скорость заряда во впускном трубопроводе (м/с).
Плотность заряда во впускном трубопроводе, с учетом газодинамического наддува (кг/м3):
тр.' = 106 Ртр.' / (287 Тк'). (2.34)Потеря давления во впускном клапане (МПа):
DRкл. = xкл. тр. / (2 106), (2.35)при газодинамическом наддуве
DRкл.' = xкл. тр.' / (2 106).Давление в цилиндре в конце впуска (МПа):
Ра = Ртр. - DРкл. (2.36)при газодинамическом наддуве
Ра = Ртр.' - DРкл.'.Давление остаточных газов для двигателей без газотурбинного
наддува (МПа), но с газодинамическим и без него:Рг = Ро + 0,5 DРкл.+ DРвып., (2.37)
где DРкл. – противодавление со стороны выпускного клапана, приблизительно равное потере давления во впускном, определяемой по схеме, принятой для двигателей без газодинамического наддува. DРвып. – противодавление в выпускной системе:
DРвып . = DРвып.,max , (2.38)где DРвып.,max = 0,004…0,007 МПа.
32
При рециркуляции продуктов сгорания DРвып. увеличивается на 30…40 %.
У двигателей с газотурбинным наддувомРr = (0,95…1,15) Рвып. (2.39)
где давление в выпускной системе (МПа):Рвып. = Ртр./(1,15…1,3). (2.40)
При рециркуляции продуктов сгорания DРвып. увеличивается на 15…25%.
Зададимся подогревом заряда при впуске DТ от стенок впускного трубопровода (коллектора), стенок цилиндра и днища поршня. При nmin значения DТ составляют: 25…35 К – у ДВС ИЗ с АЦП и карбюратором, 35…45 К – у дизелей без наддува, 20…30 К – у дизелей с наддувом. При nmax подогрев DТ: 5…10 К – у ДВС ИЗ, 15…25 К – у дизелей без наддува и 10…15 К – у дизелей с наддувом. Изменение подогрева по частоте вращения принимается линейным. У ДВС ИЗ с распределенным впрыском значения DТ снижаются в сравнении с приведенными на 25…40 %. При воздушном охлаждении двигателя подогрев заряда увеличивается на 25…30 %.
Задаемся значениями коэффициента дозарядки доз. для каждой из расчетных частот вращения, основываясь на статистических данных (рис. 2.9). Следует учитывать, что зависимости доз(n), применяемые в расчетах, обычно близки к линейным.
Рис.2.9
33
