Тепловой расчет автомобильных и тракторных двигателей

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ (МАМИ)

Одобрено методической комиссией по направлению 140000

«Энергетика, энергетическое машиностроение и электротехника»

Макаров А.Р., Руновский К.С., Смирнов С.В.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Теория рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания»

для студентов, обучающихся по направлению 141100.62 «Энергетическое машиностроение», профиль «Двигатели внутреннего сгорания»

Москва

2013

Разработано в соответствии с требованиями ФГОС ВПО и учебным планом для направления 141100.62 «Энергетическое машиностроение», профиль

«Двигатели внутреннего сгорания» («ДВС»)

Рецензенты: зав. кафедрой «Транспортные газотурбинные двигатели»

Университета машиностроения доц. Костюков А.В.

доцент кафедры «Транспортные газотурбинные двигатели»

Университета машиностроения доц. Кузнецов В.В.

Работа подготовлена на кафедре «Автомобильные и тракторные двигатели»

Тепловой расчёт автомобильных и тракторных двигателей: методические указания / Макаров А.Р., Руновский К.С., Смирнов С.В.- М.: Университет машиностроения, 2013. -48 с.

В методических указаниях изложена методика выполнения курсового проекта по теории рабочих процессов в ДВС, представлена последовательность действий при тепловом расчёте двигателя и определения его индикаторных и эффективных показателей, приведены необходимые расчётные формулы, даны рекомендации по выбору расчётных коэффициентов, показан образец оформления графической части курсового проекта.

© Макаров А. Р., Руновский К.С., Смирнов С. В.

© Университет Машиностроения, 2013

Содержание

1. Цели и задачи теплового расчёта автомобильного и тракторного двигателей

2. Методика выполнения курсового проекта

3. Тепловой расчёт двигателя

3.1 Параметры, состав горючей смеси и продуктов питания

3.2 Процессы газообмена

3.3 Процесс сжатия

3.4 Процесс сгорания

3.5 Процесс расширения

4. Определение индикаторных показателей двигателя

5. Механические потери

6. Эффективные показатели двигателя

7. Анализ полученных результатов

8. Определение рабочего объёма двигателя и построение внешней скоростной характеристики

Список использованных источников

Приложение 1

Приложение 2

1. Цели и задачи теплового расчета автомобильного и тракторного двигателей

Целью теплового расчета автомобильного и тракторного двигателей является углубление, обобщение и закрепление знаний, полученных студентами направления 141100.62 «Энергетическое машиностроение»(профиль «ДВС») при изучении дисциплины «Теория рабочих процессов в ДВС» - одной из основных в учебном плане этого направления обучения.

Тепловой расчет состоит в определении на режиме полной нагрузки двигателя (при выбранных значениях частоты вращения коленчатого вала) состояния рабочего тела (давление, температура) в характерных точках индикаторной диаграммы, количества поступающих в цилиндры горючей смеси или воздуха, индикаторных и эффективных показателей двигателя. Тепловой расчёт завершается определением рабочего объема двигателя и построением внешней скоростной характеристики двигателя.

Объем и оформление теплового расчета двигателя

Тепловой расчет должен содержать:

1. Расчет параметров состояния рабочего тела для 4 - 5 скоростных режимов работы двигателя при полной его нагрузке.

2. Расчет индикаторных и эффективных показателей двигателя для тех же режимов его работы.

3. Построение зависимостей рассчитанных параметров состояния рабочего тела и показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала, а также графиков, иллюстрирующих выбор основных расчетных коэффициентов.

4. Определение рабочего объема двигателя.

5. Построение внешней скоростной характеристики двигателя.

Тепловой расчет оформляется в виде пояснительной записки и графического материала, приведенного на листе формата А1.

2. Методика выполнения курсового проекта

тепловой расчет автомобильных двигатель

Блок-схема выполнения курсового проекта представлена на рисунке 1. Можно выделить 6 этапов выполнения проекта.

1 этап. Проект начинается с утверждения кафедрой «Автомобильные и тракторные двигатели» темы проекта.

Пример темы: Бензиновый четырехцилиндровый рядный двигатель мощностью 85 кВт для легкового автомобиля малого класса.

В теме проекта определяются основные исходные данные:

· Тип двигателя: бензиновый или дизель.

· Число и расположение цилиндров (V-образное, рядное, оппозитное).

· Номинальная (максимальная) мощность двигателя.

· Назначение двигателя: для легкового автомобиля, грузового автомобиля, трактора, мотоцикла.

2 этап. Этот этап состоит в проведении обзора современных двигателей, аналогичных заданному темой проекта, т.е. аналогов.В качестве критериев для выбора аналогов могут быть приняты следующие параметры и показатели двигателя:

· номинальная мощность ;

· рабочий объём ;

· число и расположение цилиндров;

· ход поршня и диаметрцилиндра;

· номинальная частота вращения коленчатого вала;

· литровая мощность двигателя;

· количество клапанов на цилиндр.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. Блок-схема выполнения курсового проекта

На основании проведённого обзора и анализа двигателей - аналогов выбирается прототип двигателя, подлежащего расчёту в рамках курсового проекта. Этот выбор необходимо согласовать с преподавателем.

3 этап. На данном этапе с учетом конструкции двигателя - прототипа определяются базовые исходные данные (ИД №1), необходимые для выполнения теплового расчета двигателя.

1 группа исходных данных (ИД №1):

1. Наличие наддува с помощью нагнетателя. При наличии наддува указываются:

а) тип наддува (с приводным нагнетателем или с турбокомпрессором);

б) наличие или отсутствие промежуточного охлаждения;

в) давление, создаваемое компрессором, на впуске в цилиндры двигателя.

2. Тип охлаждения: жидкостное или воздушное.

3. Тип топливной системы (системы питания).

4. Особенности системы впуска и механизма газораспределения (МГР):

а) использование газодинамического наддува (ГДН) с настройкой на одну или две частоты вращения;

б) использование переменных фаз газораспределения;

в) число впускных и выпускных клапанов на цилиндр.

5. Тип камеры сгорания (КС) для бензиновых двигателей, тип камеры сгорания и способ смесеобразования для дизелей.

4 этап. Это собственно тепловой расчёт двигателя и определение его индикаторных и эффективных показателей.

Расчёт предваряется и сопровождается заданием исходных данных (ИД №2), которые включают значения расчётных коэффициентов и параметров, характеризующих протекание рабочего цикла. Прежде всего указывают данные, не подлежащие в дальнейшем корректировке или корректируемые в случае необходимости в последнюю очередь.

2 группа исходных данных (ИД №2):

1. Степень сжатияе.

2. Номинальная частота вращения .

3. Используемая марка топлива с указанием его элементарного состава в массовых долях: углерода, водородаи кислорода.

4. Состав горючей смеси, характеризуемый коэффициентом избытка воздухаб, для расчетных частот вращения коленчатого вала.

5. Коэффициент короткоходности двигателя.

6. …(и т.д.)

Значения расчетных коэффициентов и параметров должны быть обоснованы принятыми конструктивными особенностями двигателя.Например, задавая изменение коэффициента дозарядки от частоты вращения, надо указать особенности системы впуска и МГР (рис. 2).

Рис. 2. Зависимость коэффициента дозарядки от частоты вращения коленчатого вала.

5 этап. На данном этапе проводится оценка полученных результатов.

Основные критерии оценки:

1. Характер изменения основных параметров двигателя.

2. Литровая мощность двигателя (на номинальном режиме)



где - номинальная частота вращения коленчатого вала,;

- среднее эффективное давление на номинальном режиме, ;

- тактность двигателя.

Приспособляемость двигателя к утяжелению условий движения транспортного средства:

Коэффициент приспособляемости или запас крутящего момента.

где - максимальный крутящий момент, ;

- крутящий момент на номинальном режиме, ;

- максимальное среднее эффективное давление, ;

Запас крутящего момента двигателя

Коэффициент, оценивающий диапазон изменения скоростного режима, в котором двигатель устойчиво работает на внешней скоростной характеристике,

где - частота вращения, отвечающая максимальному крутящему моменту двигателя, .

4. Минимальное значение удельного эффективного расхода топлива .

Некоторые параметры современных двигателей приведены в приложении 1.

Если оценка полученных результатов не позволяет признать их удовлетворительными, то производится корректировка значений коэффициентов и параметров, характеризующих протекание рабочего цикла. В этом случае тепловой расчет повторяется до получения результатов, удовлетворяющих предъявленным требованиям.

6 этап.Здесь определяется рабочий объем двигателя, осуществляется построение его внешней скоростной характеристики, оформляются пояснительная записка и лист с графическими материалами.

После выполнения теплового расчета ДВС студент защищает свой проект.

3. Тепловой расчет двигателя

3.1 Параметры, состав горючей смеси и продуктов сгорания

Количество горючей смеси (свежего заряда)

Количество горючей смеси для бензинового двигателя в расчёте на 1 кг потребляемого топлива

где б - коэффициент избытка воздуха; - количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, кмоль воздуха/кг топлива;

где - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива;

- молярная масса паров топлива, кг паров топлива/кмоль паров топлива; у бензина ,у дизельного топлива .

Состав и количество продуктов сгорания

Состав и количество продуктов сгорания рассчитываются с использованием данных о составе топлива и о коэффициенте избытка воздухаб. Расчётные формулы приведены в таблице 1.

Таблица 1

Состав и количество продуктов сгорания

Обозначение количества продуктов сгорания	Единица измерения	Формулы для расчёта количества продуктов сгорания
		Богатая смесь	Стехиометрический состав смеси	Бедная смесь

Значение связано с отношением . При.

Молярные (объемные) доли компонентов продуктов сгорания:

Теоретический коэффициент молекулярного изменения .

Теплота сгорания топлива

Низшая теплота сгорания топлива определяется по формуле Д.И. Менделеева

где - массовые доли серы и водяных паров в 1 кг топлива.

Согласно приведённой формуле, можно принять для бензина , для дизельного топлива .

В двигателях, работающих при б < 1 имеет место химическая неполнота сгорания из-за недостатка кислорода. Потери теплоты вследствие этого

При .

3.2 Процессы газообмена

Условия на впуске в цилиндр

Состояние свежего заряда на впуске в цилиндр при расчете рабочего цикла двигателя с наддувом характеризуется давлением и температурой заряда во впускных каналах головки блока цилиндров (перед клапанами).

Давление на впуске выбирают с учетом возможностей нагнетателя, сообразуясь с желаемой формой кривой крутящего момента двигателя на внешней скоростной характеристике и величиной эффективной мощности двигателя на номинальном режиме.

Нагнетатель объемного типа (Рут, Лисхольм) позволяет получать одинаково большое давление наддува во всем диапазоне скоростных режимов работы двигателя. Турбокомпрессор позволяет сделать это, начиная с 1250...1500 оборотов коленчатого вала в минуту. При меньшей частоте вращения вала давление наддува, создаваемое турбокомпрессором, быстро снижается и на минимальной частоте не превышает (- давление окружающей среды; ).

Давление наддува, создаваемое центробежным компрессором с приводом от коленчатого вала, непрерывно возрастает с повышением частоты вращения вала, составляя на минимальной частоте ничтожную величину. Определение давления на впуске при таком способе наддува описано в приложении 2.

Температура на впуске в отсутствие охладителя наддувочного воздуха считается равной температуре на выходе из компрессора:

где -температура окружающей среды,;

- давление воздуха на выходе из компрессора;

;

-давление воздуха на входе в компрессор;

;

- показатель идеальной адиабаты; для воздуха можно принять здесь ;

- адиабатический КПД компрессора (см. табл. 2).

Таблица 2

Компрессор
Рут	0,70...0,75
Лисхольм	0,80...0,85
Центробежный с радиальными лопатками	0,70...0,75
Центробежный с лопатками, загнутыми назад	0,73...0,80

При наличии охладителя наддувочного воздуха температура заряда на впуске

,

где -снижение температуры наддувочного воздуха в охладителе,;

где -тепловая эффективность охладителя;.

Разность представляет теоретически максимально возможное снижение температуры наддувочного воздуха в охладителе.

При вычислении следует учесть, что охладитель наддувочного воздуха увеличивает гидравлическое сопротивление впускного тракта, поэтому при наддуве с охладителем

Для двигателя без наддува.

Плотность свежего заряда на впуске:

где - газовая постоянная воздуха;;

выражено в .

Для двигателя без наддува

Исходные данные для расчета процессов газообмена

Расчет процессов газообмена предваряют анализом, в результате которого определяются для расчетных режимов следующие параметры:

а) Давление остаточных газов,.

При наличии на выпуске двигателя газовой турбины для всех расчётных режимов принимают .

В двигателях без наддува и с приводным нагнетателем выбирают это давление на номинальном режиме:



Для других скоростных режимов давление остаточных газов определяют по формуле

где - частота вращения коленчатого вала,;

б) Температура остаточных газов, .

Температурувыбирают в пределах, указанных в таблице 3, учитывая, что с ростом частоты вращения коленчатого вала эта температура тоже возрастает.

Таблица 3

Двигатель
Бензиновый	900...1100
Дизель	600...900

Принятые значения подлежат проверке, которая выполняется после определения давления и температуры рабочего тела в конце процесса расширения. При большом (более 4%) расхождении принятых и полученных проверкой значений тепловой расчёт следует повторить с уточнёнными значениями этой температуры.

в) Температураподогрева свежего заряда на впуске в результате контакта его с горячими стенками.

Температуру подогрева принимают для номинального режима работы двигателя с учетом рекомендаций, приведённых в таблице 4.

Таблица 4

Двигатель
Бензиновый без наддува	0…20
Двигатель с наддувом	(-5)…(+10)

Температура подогрева возрастает с уменьшением частоты n и достигает максимального значения () на режиме минимально устойчивой частоты вращения () при работе на полной нагрузке.

Значение на 10-30градусовпревышает температуру .

Для других режимов температуруопределяют по формуле

,

г) Средняя за процесс впуска скорость свежего заряда в проходном сечении впускного клапана на номинальном режиме .

При двух впускных клапанах на цилиндр, и ходе поршня можно принять

Значение изменяется пропорционально ходу поршня и номинальной частоте вращения коленчатого вала.

д) Суммарный фактор сопротивления впускного тракта.

Указанный фактор складывается из коэффициента затухания скорости движения заряда в цилиндре и коэффициента сопротивления впускной

системы, отнесенного к наиболее узкому её сечению, т.е. к клапанной щели. Для современных автомобильных двигателей

е) Коэффициент дозарядки .

Данный коэффициент, как указывалось, зависит от особенностей системы впуска и механизма газораспределения. Рекомендации по выбору значений этого коэффициента представлены в виде графиков на рис. 2.

ж) Коэффициент очистки .

Этот коэффициент имеет смысл для двигателя с наддувом, т.к. характеризует уменьшение количества остаточных газов под воздействием продувки камеры сгорания наддувочным воздухом в период перекрытия клапанов. Он представляет собой отношение количества остаточных газов после продувки и до неё в объеме камеры сгорания. При полной очистке камеры сгорания от остаточных газов .

Коэффициент очистки, очевидно, зависит от длительности перекрытия клапанов, которая одновременно связана с количеством воздуха, расходуемым на продувку камер сгорания и характеризуемым коэффициентом продувки :

При перекрытии клапанов, не превышающем 40? поворота коленчатого вала (п.к.в.), , т.е. продувка отсутствует.

возможен при перекрытии клапанов порядка140?п.к.в. Для заданной продолжительности ( >40?п.к.в.) величину можно определить с помощью линейной интерполяции указанных крайних значений:

Определив коэффициент продувки, можно вычислить величину коэффициента очистки по следующей полуэмпирической формуле

где - основание натурального логарифма;

- коэффициент наполнения двигателя.

На данном этапе коэффициент наполнения еще не известен и задаётся приблизительно в пределах:

При последующем вычислении найденное значение сравнивается с принятым здесь и, в случае большого различия, величина уточняется, а соответствующий фрагмент теплового расчета двигателя пересчитывается.

Для двигателя без наддува принимается

Давление рабочей смеси в конце такта впуска

Давление меньше давления заряда на впуске из-за гидравлических потерь во впускном тракте и цилиндре:

где -потери давления за счёт гидравлического сопротивления;



Эффективным способом уменьшения гидравлических потерь на впуске является уменьшение суммарного фактора сопротивления впускного тракта и скорости .Это возможно при увеличении площади проходного сечения впускных клапанов.

Коэффициент остаточных газов

Коэффициент остаточных газовизменяется в пределах 0,03…0,08 (см. рис. 3).

Рис.3. Зависимость коэффициента остаточных газов от частоты вращения коленчатого вала при полной нагрузке двигателя.

Температура рабочей смеси в конце такта впуска

Коэффициент наполнения

Эффективными способами увеличения наполнения цилиндра являются использование газодинамического наддува и изменяемых фаз газораспределения (увеличение ), уменьшение сопротивления во впускной системе и применение наддува с помощью турбокомпрессора или приводного нагнетателя (увеличение).

Коэффициент наполнения современных двигателей чаще всего имеет значения в пределах 0.85…0.95, но может достигать единицы и даже превосходить её.

3.3 Процесс сжатия

При рассмотрении процесса сжатия принимается, что он протекает в течение всего хода поршня без учета начинающегося около ВМТ процесса сгорания. Сам процесс сжатия считается политропным с постоянным показателем политропы:

где - средний показатель адиабаты сжатия;

- частота вращения на номинальном и расчетном режимах,.

Показатель адиабаты определяется по номограмме в зависимости от степени сжатия е и температуры(см. рис.4).

Бензиновый двигатель: е= 8,5 (), из проводим вертикаль до пересечения с кривой, отвечающей температуре =340K , () и по горизонтали, проходящей через , определяем показатель адиабаты ().

Дизель: е=17 (), изпроводим вертикальную прямую до пересечения с воображаемой кривой, отвечающей температуре =325 K , () и по горизонтали, проходящей через , определяем показатель адиабаты ().

Номограмма отражает решениеуравнения

в котором означает среднюю мольную теплоёмкость рабочего тела (при постоянном объёме) в интервале температур от до ,

Теплоемкость рабочего тела в процессе сжатия для упрощения решения принята равной теплоёмкости воздуха. Значения средней теплоёмкости воздуха в интервале температур от 0 до находят по справочнику или по эмпирической формуле

Решая вышеуказанное уравнение с логарифмами методом последовательных приближений, находят для идеального адиабатного процесса сжатия значения и , после чего определяют показатель адиабаты по одной из формул:

Таким образом, найти значение можно и без номограммы.

Давлениеи температура рабочего тела в конце процесса сжатия вычисляются по формулам политропического процесса

Вычислим также среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания в интервале температур от 0 до :



Рис. 4. Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия



где - объемные доли каждого из компонентов продуктов сгорания (стр. 10);

- средние мольные теплоёмкости отдельных компонентов продуктов сгорания, которые определяются по следующим формулам, справедливым для :

3.4 Процесс сгорания

Теплота сгорания рабочей смеси определяется по формуле



где - низшая теплота сгорания топлива,;

- количество свежей смеси на 1 кг топлива,;

- потери теплоты на 1 кг топлива вследствие химической неполноты сгорания при б< 1; при б? 1 .

Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смесиопределяется по формуле

Определение максимальной температуры цикла для бензинового двигателя

При определении действительный процесс сгорания заменяется процессом с подводом теплоты при постоянном объеме

Принимаем, что рабочая смесь полностью сгорает и в точкерабочее тело состоит из продуктов сгорания.

Уравнение первого закона термодинамики с учетом принятых допущений (в пересчете на 1 кг топлива)

где - коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания ;

- внутренняя энергия продуктов сгорания в точке , отнесенная к 1 кг топлива,;

- внутренняя энергия рабочей смеси в точке , так же отнесённая к 1 кг топлива, ;

где - внутренняя энергия 1 кмоля свежей смеси в точке

- внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания в точках и

Коэффициент использования теплоты характеризует совершенство использования теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, и учитывает потери теплоты, вызванные:

· теплоотдачей в стенки камеры сгорания;

· физической неполнотой сгорания смеси;

· диссоциацией продуктов сгорания.

Величина задается при выполнении расчета на основе экспериментальных данных в зависимости от:

· режима работы двигателя (уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения);

· системы охлаждения (меньшие значения характерны для двигателей с жидкостным охлаждением);

· формы камеры сгорания и способа смесеобразования (большие значения отвечают шатровым и полисферическим камерам сгорания, имеющим минимальное отношение площади поверхности к объёму);

· коэффициента избытка воздуха (меньшие значения характерны для двигателей, использующих стехиометрический состав смеси, что объясняется увеличением диссоциации).

В бензиновых двигателях меняется в пределах 0,8…0,95.

После преобразований получим уравнение, описывающее процесс сгорания:

;

- температура рабочего тела в точкахи

- средняя мольная теплоемкость горючей смеси (при постоянном объеме) в интервале температур от 0 до которую можно считать равной теплоёмкости воздуха:

- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в интервале температур от 0 до , (см. стр. 21);

- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в интервале температур от 0 до



Здесь по-прежнему объёмные доли каждого из компонентов продуктов сгорания.

Зависимости средних мольных теплоемкостей компонентов продуктов сгорания от температуры (в интервале температур от 0 до t) для значений носят линейный характер, поэтому

Подставляя это равенство в предыдущее, получим

Значения коэффициентов и для различных газов приведены в таблице 5.

Таблица 5

Коэффициенты для определения средних мольных теплоемкостей газов при постоянном объёме

	Наименование газа	Температура газа от 1501 до 2800
1	Воздух		22,387	0,001449
2	Кислород		23,723	0,001550
3	Азот		21,951	0,001457
4	Водород		19,678	0,001758
5	Окись углерода		22,490	0,001430
6	Углекислый газ		39,123	0,003349
7	Водяной пар		26,670	0,004438

В результате имеем

Поскольку из уравнения сгорания

то, обозначив правую часть последнего равенства буквой , придём к квадратному уравнению

Отсюда найдем значения и :

Степень повышения давления в процессе подвода теплоты



поэтому максимальное давление цикла (теоретическое)

Определение максимальной температуры цикла дизеля

При определении действительный процесс сгорания заменяется циклом c подводом теплоты частично при постоянном объеме и частично при постоянном давлении . Принимаем, что смесь полностью сгорает и в точке состоит только из продуктов сгорания.

Уравнение 1 закона термодинамики с учетом принятых допущений (в пересчете на 1 кг топлива)

где - коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания;

- внутренняя энергия продуктов сгорания в точке

- внутренняя энергия рабочей смеси в точке

- работа, совершаемая при расширении рабочего тела в изобарном процессе, отнесённая к 1 кг потребляемого топлива.

После преобразований получим уравнение сгорания

где - универсальная газовая постоянная,

- степень повышения давления; .

Поскольку, согласно уравнению сгорания,

то, обозначив правую часть последнего равенства буквой и имея в виду, что по-прежнему

Отсюда найдем значение :

До проведения расчета необходимо задать два параметра:

1. Коэффициент использования теплоты .

2. Степень повышения давления или максимальное давление цикла .

В дизелях коэффициент меньше по величине, чем в бензиновых двигателях, что объясняется особенностями смесеобразования и сгорания неоднородных топливовоздушных смесей. В дизелях значительно меньше скорость тепловыделения и больше по углу поворота коленчатого вала период догорания. Коэффициент в дизелях значительно более чувствителен к частоте вращения, чем в двигателях с искровым зажиганием, и существенно зависит от типа камеры сгорания и способа смесеобразования.

Для быстроходных дизелей с неразделенными камерами сгорания. Большие значения относятся к максимальным оборотам дизеля.

Степень повышения давления в дизеле на режимах полной нагрузки зависит от способа смесеобразования и закона подачи топлива:

при неразделенных камерах сгорания и объемном способе смесеобразования

для предкамерных и вихрекамерных дизелей, а также при неразделенных камерах с объемно - пленочным смесеобразованием

Для дизелей с наддувом определяется допустимыми значениями давления в конце сгорания.

Далее определим максимальное давления цикла, степень предварительного расширения и степень последующего расширения:

3.5 Процесс расширения

При расчете бензинового двигателя принимается, что процесс расширения протекает в течение всего хода поршня от ВМТ до НМТ (от точки до точки расчётной индикаторной диаграммы).

В дизеле расчёту подлежит процесс последующего расширения,начинающийся в точке , где достигается максимальная температура цикла , а положение поршня определяется объемом надпоршневого пространства

Процесс расширения считается политропным с постоянным показателем политропы , определяемым по формуле

где - средний показатель адиабаты расширения;

-частота вращения соответственно на номинальном и расчетном режимах.

Показатель адиабаты удобно определять по номограммам, представленным на рисунках 5 и 6.

Определение по номограммам производится следующим образом: по имеющимся значениям е (или для дизеля) и определяют точку, которой

отвечает значение при б =1. Для нахождения значения при заданном б необходимо полученную точку перенести по горизонтали на вертикаль, соответствующую б =1, и далее параллельно вспомогательным прямым до вертикали, соответствующей заданному значению .

Например, бензиновый двигатель (рис. 5): е = 8,5; = 2550 K; б = 0,86. Проводим вертикальный луч из точки А ( е = 8,5) оси абсцисс до пересечения с воображаемой кривой, отвечающей температуре = 2550 K(точка B) . Далее проводим горизонтальный луч до точки С, которая соответствует значению при б =1,0. Затем перемещаемся по номограмме «параллельно» вспомогательным кривым до вертикали, отвечающейб = 0,86( точка D) и по горизонтали, проходящей через Dнаходим, наконец, показатель адиабаты =1,267(точкаЕ).

С повышением частоты вращения коленчатого вала,несмотря на возрастание скорости сгорания, увеличивается продолжительность догорания на линии расширения, что усиливает подвод теплоты к рабочему телу и уменьшает .

Давление и температура в конце процесса расширения определяются по следующим формулам:

- для бензиновых двигателей

- для дизелей

Полученные значения и позволяют проверить правильность выбора температуры остаточных газов, осуществленного в начале теплового расчёта.

Проверка выполняется по формуле

.

Допустимое отклонение вычисленного значения от принятого ранее не должно превышать 3…4%Если отклонение больше допустимых пределов, необходимо изменить выбранное ранее значение и повторить весь расчет и проверку.

4. Определение индикаторных показателей двигателя

Рабочий цикл двигателя характеризуется:

· средним индикаторным давлением

· индикаторной мощностью

· индикаторным КПД

· удельным индикаторным расходом топлива

По найденным значениям давления в характерных точках рабочего цикла строим расчётную индикаторную диаграмму и определяем отвечающее ей расчетное среднее индикаторное давление

- для бензинового двигателя

- для дизеля

Среднее индикаторное давление действительного цикла отличается от значения. Это связано с учетом следующих обстоятельств:

1. Процесс сгорания начинается до прихода поршня в ВМТ.

2. Сгорание происходит с конечной скоростью, поэтому максимальное давление цикла достигается после ВМТ.

3. Процесс выпуска начинается до прихода поршня в НМТ.



Рис.5. Номограмма определения показателя адиабаты расширения для бензинового двигателя



Рис.6. Номограмма определения показателя адиабаты расширения для дизеля

4. Давление конца выпуска изменяется до среднего значения давления впуска не скачком, а на протяжении 20?…25? поворота коленчатого вала.

Уменьшение действительного среднего индикаторного давления , по сравнению с расчетным учитывается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы :

Значение коэффициента во многом характеризует степень организации и протекания процесса сгорания, поэтому в бензиновых двигателях значение выше, чем в дизелях.

Для бензиновых двигателей

для дизелей

Значение зависит от скоростного режима, немного уменьшаясь с увеличением частоты вращения коленчатого вала.

Индикаторные потери на газообмен (насосные потери) учитываются в работе, затрачиваемой на механические потери, так как при экспериментальном определении этой работы обычно используют метод прокрутки двигателя, который оценивает суммарные внутренние потери в двигателе, в том числе и насосные.

Индикаторную мощность двигателя можно будет вычислить только после определения рабочего объема двигателя.

Индикаторный КПДхарактеризует степень использования теплоты топлива для получения полезной (индикаторной) работы и определяется по формуле

где -среднее индикаторное давление,

- низшая теплота сгорания,

- плотность воздуха на впуске,

- количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива,

Удельный индикаторный расход топлива

Ориентировочные значения индикаторных показателей двигателя на номинальном режиме указаны в таблице 6.

Таблица 6

Параметр	Бензиновый двигатель	Бензиновый с наддувом	Дизель
	1,1…1,5	1,5…2,3	до 2,2
	0,35…0,45	0,33…0,41	0.45…0,53
	180…230	200…250	160…190

5. Механические потери

Механические потери включают в себяпотери на трение в сопряженных деталях двигателя и на привод вспомогательных механизмов.

Как отмечалось ранее, при определении механических потерь методом прокрутки в механические потери включаются насосные потери на совершение процессов впуска и выпуска.

Среднее давление механических потерьприближенно определяется по линейной эмпирической зависимости от средней скорости поршня .

Для бензиновых двигателей

для дизелей с неразделенными камерами сгорания

Средняя скорость поршня

где - ход поршня (м), который на данном этапе теплового расчёта задают по прототипу.

Значения констант в приведенных выше формулах, определяющих , даны ориентировочно, поэтому возможно их изменение при наличии особых факторов, влияющих на величину механических потерь (наддув, вязкость масла, качество поверхностей трения).

Механический КПД определяется по формуле

Величина возрастает с уменьшением механических потерь и с увеличением среднего индикаторного давления. При увеличении частоты вращения коленчатого вала механические потери возрастают, и уменьшается.

Для современныхчетырёхтактных двигателей, работающих на номинальном режиме,

6. Эффективные показатели двигателя

Среднее эффективное давление выражает эффективную работу на валу двигателя, отнесенную к единице рабочего объема:

Эффективный КПДи эффективный удельный расход топливахарактеризуют экономичность работы двигателя:

Эффективную мощность двигателя и эффективный крутящий момент вычисляют после определения рабочего объема двигателя.

7. Анализ полученных результатов

На этом этапе теплового расчёта анализируются:

Характер изменения основных параметров двигателя в зависимости от частоты вращения коленчатого вала, а именно:

· коэффициента наполнения;

· индикаторного КПД;

· механического КПД;

· удельного индикаторного расхода топлива;

· удельного эффективного расхода топлива;

· среднего индикаторного давления;

· среднего эффективного давления.

Необходимо обратить внимание на выявленные существенные отклонения значений параметров на расчетных режимах. Например, на рисунке 7, где представлена расчетная зависимость среднего эффективного давления от частоты вращения вала, обнаруживается явное отклонение значения при от общего характера изменения этого параметра по частоте вращения.

Поэтому следует проверить правильность расчета на данном режиме, устранить явные несоответствия и отклонения параметров и только после этого продолжить дальнейший анализ результатов.

Литровая мощность двигателя на номинальном режиме

где - среднее эффективное давление на номинальном режиме, .



Рис. 7. Пример возможной ошибки расчёта при частоте вращения вала .

Литровая мощность характеризует степень форсирования двигателя.

Для бензиновых двигателей без наддува

для бензиновых двигателей с наддувом

для дизелей с турбонаддувом

Большие значения в бензиновых двигателях характерны для быстроходных двигателей с высокой степенью сжатия и непосредственным впрыском бензина.

Большие значения в дизелях характерны для быстроходных дизелей с высоким наддувом. Дизели без наддува в настоящее время не выпускаются из-за низких значений их литровой мощности.

Коэффициент приспособляемостии запас крутящего момента



где - максимальное значение среднего эффективного давления.

Для дизелей

для бензиновых двигателей без наддува

для бензиновых двигателей с наддувом

Коэффициентоценивающий диапазон изменения скоростного режима, в котором двигатель работает устойчиво по внешней скоростной характеристике,

где - частота вращения вала на режиме максимального крутящего момента,

Для бензиновых двигателей без наддува

для бензиновых двигателей с наддувом

для дизелей

Минимальный удельный эффективный расход топлива

Частота вращения коленчатого вала, при которой на внешней скоростной характеристике двигателя наблюдается минимальный удельный эффективный расход топлива, находится внутри диапазона значений , тяготея к середине этого диапазона. Значение минимального удельного эффективного расхода топлива должно быть, следовательно, меньше значения этого параметра на номинальном режиме двигателя. В связи с этим особенно важным представляется получение расчётного значения удельного индикаторного расхода топлива на номинальном режиме, отвечающего таблице 6.

В случае, если полученные результаты однозначно не удовлетворяют контрольным требованиям, тепловой расчет следует повторить, уточнив исходные данные.

В первую очередь корректируют при этом следующие параметры:

Параметры, влияющие на процесс впуска:

· суммарный фактор сопротивления впускного тракта

· средняя за процесс впуска скорость заряда в проходном сечении впускного клапана;

· коэффициент дозарядки

· температура подогрева свежего заряда на номинальном режиме работы двигателя.

Параметр, влияющий на процесс сгорания:

· коэффициент использования теплоты

Параметры, влияющие на механический КПД- коэффициенты и для определения среднего давления механических потерь.

Влияние перечисленных параметров на результаты теплового расчёта двигателя иллюстрирует рисунок 8.

Тепловой расчет завершается при условии вхождения критериев оценки в допустимые пределы.

8. Определение рабочего объема двигателя и построение внешней скоростной характеристики

Определение размеров цилиндра двигателя

Размеры цилиндра определяют, исходя из заданного значения номинальной мощности двигателя , принятой номинальной частоты вращенияи рассчитанного среднего эффективного давления на номинальном режиме.

Рис. 8. Влияние исходных данных на результат теплового расчёта двигателя

Рабочий объем (литраж) четырёхтактного двигателя

где - число цилиндров двигателя;

-рабочий объём одного цилиндра.

Рабочий объем одного цилиндра

Для определения размеров цилиндра используют заданный коэффициент короткоходнсти двигателя

где - ход поршня;

D- диаметр цилиндра.

Характерные значения коэффициента короткоходности приведены в таблице 7.

Таблица 7

Двигатели	Расположение цилиндров
Бензиновые	Рядное	0,85…1,25
	V-образное	0,75…1,1
	Оппозитное	0,7…0,9
Дизели	Рядное	0,95…1,2
	V-образное	0,92…1,1

Диаметр цилиндра

ход поршня

Рассчитанные значенияиS обычно округляют до ближайшего целого значения.

Определив ход поршня, следует уточнить значения средней скорости поршня, от которой зависят среднее давление механических потерь и все эффективные параметры.

Если ход поршня выразить в метрах, то, как указывалось,

При расхождении между ранее принятыми и полученными при проверке величинами , превышающем 4%, необходимо пересчитать эффективные параметры двигателя.

Уточнение рабочего объема двигателя

Рабочий объём (литраж) двигателя уточняют с учётом округления значений диаметра цилиндра и хода поршня. Если эти значения выражены в миллиметрах, то рабочий объём (литраж) двигателя

Далее определяются:

Индикаторная мощность двигателя на всех расчетных режимах



где ф- тактность двигателя.

Эффективная мощность двигателя на всех расчетных режимах

Эффективный крутящий момент двигателя на всех расчетных режимах

Литровая мощность(уточняется)

Часовой расход топлива на всех расчетных режимах

гдеудельный эффективный расход топлива выражен в

Цикловой расход топлива на один цилиндрна всех расчетных режимах.

Для бензинового двигателя



где - давление на впуске,

- температура на впуске, K;

- газовая постоянная воздуха;

-рабочий объем одного цилиндра, л.

Для дизеля

Наконец строится внешняя скоростная характеристика двигателя на основе полученных на всех расчетных режимах значений:

· эффективной мощности

· эффективного крутящего момента

· удельного эффективного расхода топлива

· часового расхода топлива

Результаты теплового расчета приводятся в пояснительной записке.

Графические материалы представляются на листе формата А1. Пример оформления графических материалов показан на рисунке 9.

Пояснительную записку завершают таблицей, в которой приводятся значения характерных параметров двигателя, полученных в процессе выполнения теплового расчёта (табл. 8).

Таблица 8

Значения параметров двигателя

Параметры
Размерность параметров
Значения параметров двигателя	122	2100		13.798	577.458
Параметры
Размерность параметров
Значения параметров двигателя	0.788	163.88	0.467		15	115	130



Рис.9

Список использованных источников

1. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. Учеб. пособие для вузов/ А. И. Колчин, В. П. Демидов. - 4-е изд., стер. - М.: Высш. шк., 2008. - 496с.: ил.

2. Теория автомобильных и тракторных двигателей. Ленин И. М. Учебник для вузов. М., «Машиностроение», 1969.- 368с.

3. Испытания двигателей внутреннего сгорания. Райков И. Я. Учебник для вузов. М., «Высшая школа», 1975. - 320с.

4. Двигатели внутреннего сгорания. В 3-х книгах. Книга 1 «Теория рабочих процессов». Луканин В. П., Морозов К. А., Хачиян А. С.и др. Под редакцией Луканина В. Н. «Высшая школа». 2005. - 368с.

5. Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование: учебное пособие. Под редакцией М. Г.Шатрова - М.: Издательский центр «Академия», 2011. - 256с.

6. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. Учебник для вузов / Д. Н. Вырубов, Н. А. Иващенко, В. И. Ивин и др. ; Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. - 4-е изд. - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с., ил.



Приложение 2

Определение давления на впуске у двигателя с механическим центробежным нагнетателем

Механический наддув, т.е. наддув с приводом компрессора от коленчатого вала двигателя, применяется в двигателях с принудительным воспламенением смеси. Такой наддув целесообразно осуществлять с помощью объёмного нагнетателя, степень повышения давления в котором почти не зависит от частоты вращения его роторов, обычно пропорциональной частоте вращения коленчатого вала. Указанная особенность объёмного компрессора обеспечивает увеличение наполнения, крутящего момента и мощности двигателя во всём диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала, и поэтому она является большим достоинством такого нагнетателя.

Объёмные нагнетатели (Рут, Лисхольм) достаточно громоздки и дороги, поэтому тюнинговые фирмы часто предлагают форсирование двигателя с помощью механического наддува с центробежным компрессором - компактным и недорогим.

Центробежный компрессор является машиной динамического сжатия, сообщающей сжимаемому воздуху с помощью вращающегося колеса необходимую для сжатия кинетическую энергию. Поэтому степень повышения давления в таком компрессоре очень сильно зависит от частоты вращения колеса. Отсюда следует, что при обычно используемой простейшей схеме привода нагнетателя, предполагающей постоянное передаточное отношение между коленчатым валом и колесом компрессора, давление наддува должно быстро снижаться при уменьшении частоты вращения коленчатого вала и практически полностью отсутствовать на минимальной устойчивой частоте вращения этого вала.

В связи с выше изложенным очевидно, что давление на впуске (во впускном патрубке двигателя перед впускными клапанами) при таком способе наддува не может задаваться произвольно, а для каждой частоты вращения коленчатого вала должно быть определено с учётом его значения на номинальном режиме работы двигателя. Поэтому в данной ситуации задают значения только для номинального режима работы двигателя, т.е. для режима его максимальной мощности.

Значение для другой частоты вращения коленчатого вала можно определить в следующей последовательности действий:

1. Для режима максимальной мощности двигателя вычислить значение степени повышения давления компрессора , используя для этого соотношения:

где - атмосферное давление; ;

- давление на входе в колесо компрессора;

- давление на выходе из компрессора;

- коэффициент сохранения полного давления на участке впускного

тракта до колеса компрессора, ;

- коэффициент сохранения полного давления на участке

впускного тракта от компрессора до впускных клапанов,

.

2. Для режима максимальной мощности двигателя вычислить окружную скорость колеса на наружном диаметре , необходимую для достижения найденного значения , использую для этого формулу

Здесь - удельная теплоёмкость воздуха при постоянном давлении, которую можно принять равной ;

- температура окружающей среды; ;

- показатель идеальной адиабаты; для воздуха ;

- коэффициент напора компрессора.

Коэффициент напора компрессора представляет собой произведение коэффициента полной работы и адиабатического КПД компрессора:

.

Коэффициент полной работы компрессора можно вычислить по эмпирической формуле

,

в которой означает угол (в градусах) установки лопаток колеса на наружном диаметре.

Применяют лопатки радиальные (=90?) и загнутые назад (). Для радиальных лопаток , ; для лопаток загнутых назад , = 0.73…0.80. Большие значения КПД компрессора отвечают большим диаметрам колеса.

3. Вычислить значения окружной скорости колеса для других частот вращения коленчатого вала, используя условие пропорциональности, которое выполняется благодаря постоянному передаточному отношению между валом двигателя и колесом компрессора:

Здесь параметры, относящиеся к режиму максимальной мощности двигателя, отмечены индексом «N».

4. Определить степени повышения давления компрессора, достигаемые при вычисленных значениях окружной скорости, используя для этого формулу

в которой коэффициент напора компрессора можно приблизительно считать неизменным и равным принятому для номинального режима работы двигателязначению.

5. Определить величину давления на впуске, отвечающую вычисленным значениям : .

Методические указания

Макаров Александр Романович

Руновский Константин Сергеевич

Смирнов Сергей Владимирович

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Под редакцией авторов

Оригинал-макет подготовлен редакционно-издательским отделом

Университета Машиностроения

по тематическому плану внутривузовских изданий учебной литературы

на 2013 г., доп

Подписано в печать

Формат 60х90 1/16. Бумага 80 г/м2

Гарнитура «Таймс». Pизография. Усл. печ. л. 2,7

Тираж заказ №

Университет машиностроения

107023, г. Москва, Б. Семеновская ул., 38

Размещено на Allbest.ru

...