Двигатели автотракторной техники

Размещено на http://www.allbest.ru/

Правительство Санкт-Петербурга

Комитет по науке и высшей школе

Санкт-Петербургское государственное бюджетное профессиональное образовательное учреждение «Академия машиностроения имени Ж.Я. Котина»

Курсовой проект

по МДК01.02. «Двигатели автотракторной техники»

Пояснительная записка

ЛМФ.КП. 23.02.02 622

Выполнил: Горбунов Илья Олегович

Группа: АТС-120

Специальность: 23.02.02. Автомобиле- и тракторостроение

Руководитель Баклан Н.Н.

Санкт-Петербург

2023



Содержание

двигатель теплоемкость политропа сжатие

Введение

1. Тепловой расчет рабочего цикла двигателя

1.1 Рабочее тело и его свойства

1.1.1 Топливо

1.1.2 Горючая смесь

1.1.3 Продукты сгорания

1.2 Процесс впуска

1.2.1 Давление и температура окружающей среды

1.2.2 Давление и температура остаточных газов

1.2.3 Степень подогрева заряда

1.2.4 Давление в конце впуска

1.2.5 Коэффициент остаточных газов

1.2.6 Температура в конце впуска

1.2.7 Коэффициент наполнения

1.3 Процесс сжатия

1.3.1 Показатель политропы сжатия

1.3.2 Давление и температура конца процесса сжатия

1.3.3 Средняя мольная теплоемкость смеси

1.4 Процесс сгорания

1.4.1 Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

1.4.2 Температура конца видимого сгорания

1.4.3 Степень повышения давления цикла

1.4.4 Степень предварительного расширения

1.4.5 Максимальное давление сгорания

1.4.6 Процесс расширения

1.4.7 Показатель политропы расширения

1.4.8 Давление и температура конца процесса расширения

1.5 Процесс выпуска

1.6 Индикаторные показатели рабочего цикла

1.6.1 Среднее индикаторное давление

1.6.2 Индикаторный КПД

1.6.3 Индикаторный удельный расход топлива

1.7 Эффективные показатели двигателя

1.7.1 Давление механических потерь

1.7.2 Среднее эффективное давление

1.7.3 Механический КПД

1.7.4 Эффективный КПД

1.7.5 Эффективный удельный расход топлива

1.8 Основные параметры и показатели двигателя

1.9 Тепловой баланс двигателя

1.10 Построение индикаторной диаграммы

Заключение

Список использованных источников

Приложение



Введение

Двигатель внутреннего сгорания -- это устройство, в котором химическая энергия топлива превращается в полезную механическую работу. Несмотря на то, что ДВС относятся к относительно несовершенному типу тепловых машин (громоздкость, сильный шум, токсичные выбросы и необходимость системы их отвода, относительно небольшой ресурс, необходимость охлаждения и смазки, высокая сложность в проектировании, изготовлении и обслуживании, сложная система зажигания, большое количество изнашиваемых частей, высокое потребление горючего и т. д.) , благодаря своей автономности (используемое топливо содержит гораздо больше энергии, чем лучшие электрические аккумуляторы), ДВС очень широко распространены, -- например, на транспорт.



1. Тепловой расчет рабочего цикла двигателя

В соответствии с заданием на курсовое проектирование, выбранным по таблице 1, необходимо выполнить тепловой расчет рабочего цикла четырехтактного двигателя на номинальном режиме работы, то есть на режиме максимальной мощности, которую развивает данный двигатель. Выбранный расчетный режим соответствует наиболее тяжелым условиям работы деталей двигателя в отношении показателей их прочности и долговечности.

На основании теплового расчета с достаточной для практики точностью можно построить индикаторную диаграмму, позволяющую определить величину давления газов в цилиндре в зависимости от переменного объема пространства над поршнем.

1.1 Рабочее тело и его свойства

Рабочим телом называется вещество, при помощи которого осуществляется действительный рабочий цикл двигателя. Для двигателей внутреннего сгорания рабочее тело состоит из атмосферного воздуха, топлива и продуктов его сгорания.

1.1.1 Топливо

Теплота, необходимая для осуществления рабочего цикла поршневого двигателя внутреннего сгорания, выделяется при химических реакциях сгорания топлива непосредственно в цилиндре двигателя.

Физико-химические свойства топлив, применяемых в автомобильных двигателях, должны отвечать определенным требованиям, зависящим от типа двигателя, особенностей его конструкции, параметров рабочего процесса и условий эксплуатации.

Все виды топлив, используемые в автотракторных двигателях, представляют собой смесь различных углеводородов и отличаются элементным составом.

Элементный состав жидких топлив (бензин, дизельное топливо) обычно выражается в единицах массы (кг), а газообразных - в объемных единицах (м³ или моль).

Таблица 1. Зависимость октанового числа бензина от степени сжатия автомобильного двигателя

Степень сжатия	16,8
Октановое число	80

Для жидких топлив [1, 2]:

С+H+O=1; 0,855+0,145=1 (1.1)

где С, Н и О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

Средний элементный состав бензинов и дизельных топлив в массовых долях представлен в таблице 2 [2].

Таблица 2. Химический состав автомобильных топлив

Жидкое топливо	Содержание, кг	Молекулярная масса mT, г/моль
	Углерода С	Водорода Н	Кислорода О
Дизельное топливо	0,870	0,126	0,004	180…200

При тепловом расчете ДВС пользуются значением низшей теплоты сгорания топлива, под которой понимается количество теплоты, выделяемое при полном сгорании топлива без учета теплоты конденсации водяных паров. Низшая теплота сгорания определяется по формуле Д.И. Менделеева [2]:



, (1.2)

кДж/кг,

где С - массовая доля углерода в 1 кг жидкого топлива, кг;

Н - массовая доля водорода в 1 кг жидкого топлива, кг;

О - массовая доля кислорода в 1 кг жидкого топлива, кг; S - массовая доля серы в 1 кг жидкого топлива, кг;

W - массовая доля водяных паров, кг.

При расчетах формулы (1.2) массовые доли серы и влаги в топливе принимаются S = 0 и W = 0.

1.1.2 Горючая смесь

Для приготовления горючей смеси используется топливо и воздух. В двигателях с искровым зажиганием горючая смесь, приготовленная из мелко распыленного топлива и воздуха в карбюраторе, поступает в цилиндр в процессе впуска. В дизеле топливовоздушная смесь образуется в камере сгорания за время впрыска топлива в конце процесса сжатия и в течение процесса сгорания.

Для полного сгорания топлива необходимо определенное количество воздуха, которое называется теоретически необходимым, и определяется по элементарному составу топлива [1, 2, 7]:

кг возд_/кг топл., (1.3)

или

кмоль возд/кг топл., (1.4)

где l₀ - теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива, кг возд/кг;

L₀ - теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания

1 кг топлива, кмоль возд/кг топлива;

0,23 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха; 0,208 - объемное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха.

В зависимости от условий работы двигателя на каждую единицу топлива приходится количество воздуха, большее или меньшее теоретически необходимого. Отношение действительного количества воздуха, участвующего в сгорании I кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха называется коэффициентом избытка воздуха [1, 2].

Действительное количество воздуха определяется по формуле [1, 2]:

кмоль возд/кг топл, (1.5)

где _б - коэффициент избытка воздуха.

Значение коэффициента б зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя.

Снижение б - один из эффективных путей форсировки рабочего процесса двигателя. Для заданной мощности двигателя уменьшение (до определенных пределов) коэффициента избытка воздуха приводит к меньшим размерам цилиндра. Однако с уменьшением величины б возникает неполнота сгорания топлива, ухудшается экономичность и увеличивается термическая напряженность двигателя.

Для различных двигателей при номинальной мощности принимаются следующие значения б:

- карбюраторные двигатели 0,85...0,98;

- дизельные двигатели 1,3...1,7;

- дизели с наддувом 1,5...2,0.

Лучшие образцы современных дизелей без наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при б = 1,4…1,5.

В связи с этим можно принять: б = 1,7 - для дизеля с наддувом.

Горючая смесь в двигателях с воспламенением состоит из воздуха и испарившегося топлива и определяется величиной по формуле [1, 2]:

кмоль гор.см/кг топл, (1.6)

кмоль гор. см/кг топл,

где m_T - молекулярная масса паров топлива, г/моль.

Величина m_T выбирается по таблице 2.

1.1.3 Продукты сгорания

Количество продуктов сгорания для двигателей с воспламенением от сжатия определяется по формуле (1.13).

При полном сгорании топлива (при б > 1,0) продукты сгорания состоят из углекислого газа С0₂, водяного пара Н₂0, избыточного кислорода 0₂ и азота N₂.

Общее количество продуктов полного сгорания М₂ в кмоль пр.сг/кг топл определяется по формуле [1, 2]:

(1.13)

кмоль пр.сг/кг топл

Количество отдельных составляющих продуктов сгорания в кмоль пр.сг/кг топл определяются по следующим формулам [1, 2]:



(1.14)

кмоль пр.сг/кг

(1.15)

кмоль пр.сг/кг

(1.16)

кмоль пр.сг/кг

(1.17)

кмоль пр.сг/кг

кмоль пр.сг/кг

Для жидкого топлива количество молей продуктов сгорания всегда больше, чем количество молей горючей смеси. Это происходит вследствие химических реакций распада молекул топлива при сгорании и образования новых молекул.

Изменение количества молей рабочего тела при сгорании в кмоль /кг топл определяется по формуле [1, 2, 7]:

кмоль /кг топл (1.18)

Относительное изменение количества молей при сгорании горючей смеси характеризуется химическим коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси, который определяется по формуле [1, 2]:

кмоль /кг топл (1.19)

1.2 Процесс впуска

Процесс впуска является одним из наиболее важных процессов, определяющим мощностные показатели двигателя. За период процесса впуска осуществляется наполнение цилиндра свежим зарядом.

1.2.1 Давление и температура окружающей среды

При работе двигателя без наддува в цилиндр поступает воздух из атмосферы. В этом случае при расчете рабочего цикла двигателя давление и температура окружающей среды принимаются равными р₀ = 0,1 МПа и Т₀ = 293К соответственно.

При работе автомобильных двигателей с наддувом воздух поступает в цилиндр из компрессора (нагнетателя), где он предварительно сжимается. В соответствии с этим давление и температура окружающей среды при расчете рабочего цикла двигателя с наддувом принимается равной давлению рк и температуре воздуха на выходе из компрессора.

Температура воздуха за компрессором в градусах Кельвина (К) определятся по формуле [1, 2]:



(1.20)

К

где - показатель политропы сжатия в нагнетателе ( = 1,4…2,0). Для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом показатель политропы сжатая в расчетах рекомендуется принять = 1,65 [2].

1.2.2 Давление и температура остаточных газов

В цилиндре двигателя перед началом процесса наполнения всегда содержится некоторое количество остаточных газов, находящихся в объеме V_с камеры сгорания. Величина давления остаточных газов устанавливается в зависимости от числа и расположения клапанов, сопротивлений впускного и выпускного трактов, фаз газораспределения, характера наддува, быстроходности двигателя, нагрузки, системы охлаждения и других факторов.

Для автомобильных двигателей без надува давление остаточных газов в МПа принимают равным:

МПа

Большие значения р_r принимаются для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала.

В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха выбираются значения температуры Т_r остаточных газов из следующих пределов [1, 2]:

- для дизельных двигателей 900... 1100 К;

- для дизельных двигателей 600...900 К.

При установлении величины Т_r необходимо иметь в виду, что при увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения - возрастает.

1.2.3 Степень подогрева заряда

В процессе наполнения температура свежего заряда несколько увеличивается на величину ?Т благодаря подогреву от нагретых деталей двигателя. Величина ?Т зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, скоростного режима, нагрузки, размеров цилиндра. С увеличением числа оборотов величина ?Т при неизменном крутящем моменте двигателя уменьшается приблизительно линейно.

Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда, и таким образом, отрицательно влияет на наполнение двигателя.

В зависимости от типа двигателя значения ?Т принимают из следующих пределов [1, 2]:

для дизельных двигателей 0...20 К.

С целью получения хорошего наполнения двигателей на номинальных скоростных режимах можно принять для дизелей с наддувом ?Т = …...

1.2.4 Давление в конце впуска

Величина давления в конце впуска в МПа может быть определена по формулам [1, 2]:

для двигателей без наддувом

МПа (1.22)



где - потери давления во впускном трубопроводе, МПа.

Потери давления во впускном трубопроводе определяется по формуле [2]:

МПа

Для двигателя без надува плотность заряда на впуске в кг/ определяется по формуле:

(1.25)

кг/

где - удельная газовая постоянная воздуха, Дж/(кг ^. град); = 287 Дж/(кг ^. град).

1.2.5 Коэффициент остаточных газов

Величина коэффициента остаточных газов г_r характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания. С увеличением г_r уменьшается количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска.

Коэффициент остаточных газов г_r для четырехтактных двигателей внутреннего сгорания определяется по формуле [1, 2]:

(1.26)

Количество остаточных газов в кмоль ост. газов/кг топл определяется по формуле [1, 2]:

газов/кг (1.27)

1.2.6 Температура в конце впуска

Температуру в конце впуска Т_а в градусах Кельвина (К) определяют по формуле [1, 2]:

(1.28)

К

1.2.7 Коэффициент наполнения

Наиболее важным параметром, характеризующим процесс впуска, является коэффициент наполнения. Он представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при условии, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд.

Для четырехтактных двигателей без учета продувки и дозарядки коэффициент наполнения определяется по формуле [1, 2]:

(1.29)

Величина коэффициента наполнения в основном зависит от тактности двигателя, его быстроходности и совершенства системы газораспределения.

1.3 Процесс сжатия

В период процесса сжатия в цилиндре двигателя повышается температура и давление рабочего тела, что обеспечивает надежное воспламенение и эффективное сгорание топлива.

При выполнении курсового проекта условно принимается, что процесс сжатия в действительном цикле происходит по политропы с постоянным показателем n₁. Расчет параметров процесса сжатия сводится к определению показателя политропы сжатия n₁, давления р_с и температуры Т_с в конце сжатия, а также теплоемкости рабочего тела в конце сжатия.

1.3.1 Показатель политропы сжатия

Величина n₁ устанавливается по опытным данным в зависимости от частоты вращения, степени сжатия, материала поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов.

Учитывая, что теплообмен между рабочим телом и стенками цилиндра за процесс сжатия незначителен, то величину n₁ можно оценить по среднему показателю адиабаты сжатия k₁ по следующей формуле [1, 2]:

для дизельных двигателей

(1.31)

Значение k₁ определяется в зависимости от температуры Т_а и степени сжатия е по формуле [1, 2]:

(1.32)

1.3.2 Давление и температура конца процесса сжатия

Давление р_с в МПа и температура Т_с в градусах Кельвина (К) в конце процесса сжатия определяются из уравнения политропы с постоянным показателем n₁ [1, 2]:

МПа (1.33)

К (1.34)

1.3.3 Средняя мольная теплоемкость смеси

Рабочая смесь состоит из свежей смеси и остаточных газов.

Температура конца процесса сжатия в градусах Цельсия (єС)

t_c = Т_c - 273 =873,28-273=600,28 єС

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия принимается равной теплоемкости воздуха в кДж/(кмоль ^. град) и определяется по формуле [1, 2]:

кДж/(кмоль ^. град) (1.35)

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия в кДж/(кмоль ^. град) определяется по следующим формулам [1, 2]:

для дизельных двигателей

(1.37)

кДж/(кмоль ^. град)

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в кДж/(кмоль ^. град) определяется по формуле [1, 2]:

кДж/(кмоль ^. град) (1.38)

кДж/(кмоль ^. град)

1.4 Процесс сгорания

Процесс сгорания - основной процесс рабочего цикла двигателя, в течении которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы. С целью упрощения термодинамических расчетов ДВС принимают, что процесс сгорания в двигателях с воспламенением от искры происходит по циклу с подводом теплоты при постоянном объеме (V = const), а в двигателях с воспламенением от сжатия при постоянном объеме (V = const) и давлении (р = const), то есть по циклу со смешанным подводом теплоты.

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры и давления в конце видимого сгорания.



1.4.1 Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

Изменение объема при сгорании рабочей смеси учитывает коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси, который определяется по формуле [2]:

(1.39)

1.4.2 Температура конца видимого сгорания

Температура газа Т_z в конце видимого сгорания определяется на основании первого закона термодинамики [1, 2]:

(1.40)

где dQ - количество затраченной теплоты, Дж;

dU - повышение внутренней энергии рабочего тела, Дж;

dL - внешняя работа, совершаемая рабочим телом, Дж.

Применительно к автомобильным двигателям уравнение сгорания имеет вид [1, 2]:

для дизельных двигателей

(1.42)



где - коэффициент использования низшей теплоты сгорания на участке видимого сгорания, который принимается из следующих интервалов значений: для дизельных двигателей 0,8...0,95; для дизелей 0,7...0,88;

- потеря теплоты вследствие химической неполноты сгорания, кДж/кг, при при б ? 1, =119950 ;

- степень повышения давления цикла, которая для дизелей устанавливается по опытным данным в зависимости от количества топлива подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования, (выбирается из таблицы 1.5);

- температура в конце видимого сгорания, єС;

- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме, кДж/(кмоль ^. град).

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме определяется по следующей формуле [1, 2]:

,

=

(1.44)

Где - средние мольные теплоемкости продуктов сгорания при изменении температуры в диапазоне 1501...2800 єС, которые могут быть выражены в зависимости от температуры следующими формулами [1, 2]:



(1.45)

(1.47)

(1.46)

(1.48)

………

(1.50)

После подстановки в уравнение сгорания (1.41-1.42) числовых значений всех известных параметров и последующих преобразований примет вид уравнения второго порядка [1, 2, 7]:

(1.51)

где А, В, С - числовые значения известных величин.

Откуда, выразить температуру в конце видимого сгорания, можно по следующей формуле [1, 2, 7]:

A=0,000595333, B=5,37529, C=72,350

(1.52)

Температура в градусах Кельвина (К) определяется как

К



1.4.3 Степень повышения давления цикла

Степень повышения давления цикла л для дизеля задается в предыдущем пункте.

1.4.4 Степень предварительного расширения

Степень предварительного расширения для дизеля определяется по формуле [1, 2, 7]:

1.4.5 Максимальное давление сгорания

Величина давления в МПа в конце сгорания определяется по формуле:

МПа (1.55)

1.4.6 Процесс расширения

В результате осуществления процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу.

В реальных двигателях расширение протекает по сложному закону, зависящему от теплообмена между газами и окружающими стенками, утечки газов через не плотности, уменьшения теплоемкости продуктов сгорания вследствие понижения температуры при расширении, уменьшения количества газов в связи с началом выпуска.



1.4.7 Показатель политропы расширения

Так же, как и при рассмотрении процесса сжатия для упрощения расчетов кривую процесса расширения принимают за политропы с постоянным показателем n₂. С возрастанием коэффициента использования теплоты, интенсивности охлаждения, отношения хода поршня к диаметру цилиндра средний показатель политропы расширения увеличивается и, наоборот, уменьшается с ростом нагрузки и линейных размеров цилиндра. Средний показатель политропы расширения n₂ незначительно отличается от показателя адиабаты k₂ и может быть определен по следующим формулам [1, 2, 7]:

- для карбюраторного двигателя

(1.58)

(1.59)

1.4.8 Давление и температура конца процесса расширения

Значения давления в МПа и температуры в градусах Кельвина (К) в конце процесса расширения определяется по формулам [1, 2, 7]:

- для дизельных двигателей

МПа (1.62)

К (1.63)

1.5 Процесс выпуска

За период процесса выпуска из цилиндра двигателя удаляются отработавшие газы. Процесс выпуска начинается в момент открытия выпускного клапана, который происходит за 40...70є угла поворота кривошипа до прихода поршня в нижнюю мертвую точку (НМТ).

Предварительное открытие клапана необходимо для качественной очистки цилиндра двигателя от продуктов сгорания и уменьшения работы, необходимой для выталкивания газов. Закрытие выпускного клапана происходит через 10...40є после прохода поршнем верхней мертвой точки (ВМТ), что улучшает качество очистки цилиндра двигателя.

Точность выбора температуры остаточных газов в градусах Кельвина (К) определяется по формуле [1, 2, 7]:

(1.64)

При расхождении между принятой величиной в пункте (1.2.2) и рассчитанной по формуле (1.65) ? ? 10 % параметры теплового расчета необходимо пересчитать.

1.6 Индикаторные показатели рабочего цикла

1.6.1 Среднее индикаторное давление

Среднее теоретическое индикаторное давление - это условное среднее давление, действующее на поршень и равное теоретической работе газов за цикл, отнесенной к рабочему объему цилиндра.

Среднее теоретическое индикаторное давление в МПа определяется по формулам [1, 2, 7]:

для дизеля

(1.66)

1.14 МПа

Среднее индикаторное давление действительного цикла в уМПа отличается от теоретического на величину уменьшения работы газов действительного цикла против работы газов теоретического цикла (пропорционально уменьшению расчетной индикаторной диаграммы за счет скругления) и определяется по формуле [2]:

МПа (1.68)

где - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Значения коэффициента принимаются из следующих интервалов значений [2]:

для дизельных двигателей 0,94...0,97.

1.6.2 Индикаторный КПД

Индикаторный КПД характеризует степень использования теплоты топлива для получения полезной работы в действительном цикле, то есть индикаторный КПД учитывает все тепловые потери действительного цикла.

Индикаторный КПД определяется по формуле [1, 2, 7]:

(1.69)



КПД

где - среднее индикаторное давление, МПа; - теоретически необходимое количество воздуха, кг возд/кгтопл;

- коэффициент избытка воздуха;

H_u - низшая теплота сгорания, кДж/кг;

- плотность заряда на впуске, кг/м³;

- коэффициент наполнения.

1.6.3 Индикаторный удельный расход топлива

Индикаторный удельный расход топлива в г/(кВт ^. ч) определяется по формуле [1, 2, 7]:

г/(кВт ^. ч) (1.70)

1.7 Эффективные показатели двигателя

Параметры, характеризующие работу двигателя, отличаются от индикаторных наличием необходимых затрат полезной работы на преодоление различных механических сопротивлений (трение в кривошипно-шатунном механизме, приведение в действие вспомогательных механизмов и нагнетателя и др.) и на совершение процессов впуска и выпуска.

1.7.1 Давление механических потерь

К механическим потерям относятся все потери на преодоление различных сопротивлений, таких как трение, привод вспомогательных механизмов, газообмен, привод компрессора.

Давление механических потерь - это условное давление, равное отношению работы механических потерь к рабочему объему цилиндра двигателя. Величину давления механических потерь P_M в МПа оценивают по средней скорости поршня по формуле [1, 2]:

МПа (1.71)

где a_M ,b_M - экспериментальные коэффициенты, величины которых приведены в таблице 1.8 [2 стр. 91];

v_n.ср - средняя скорость поршня в м/с, которая для различных типов двигателей выбирается в следующих пределах [2 стр. 102]:

- карбюраторные двигатели легковых автомобили 12... 20.

Отношение линейных размеров цилиндра S/D находится в следующих пределах [2 стр. 102]:

для дизельных двигателей 0,8...1,1.

1.7.2 Среднее эффективное давление

Среднее эффективное давление P_е в МПа определяется по формуле [1, 2]:

МПа (1.72)

1.7.3 Механический КПД

Механический КПД определяется по формуле [1, 2]:

КПД (1.73)



1.7.4 Эффективный КПД

Отношение количества теплоты, эквивалентной полезной работе на валу двигателя, к общему количеству теплоты, внесенной в двигатель с топливом, называется эффективным КПД, который определяется по формуле [1, 2]:

КПД (1.74)

1.7.5 Эффективный удельный расход топлива

Эффективный удельный расход топлива g_e в г/(кВт ^. ч) определяется по формуле [1, 2]:

г/(кВт ^. ч) (1.75)

1.8 Основные параметры и показатели двигателя

Рабочий объем цилиндра - это объем пространства, освобождаемого поршнем при перемещении его от верхней мертвой точки (ВМТ) к нижней мертвой точке (НМТ), и определяется в дм³ по формуле [1, 2, 7]:

дм³ (1.76)

где - тактность рабочего процесса двигателя, для четырехтактного двигателя = 4;

N_e - мощность двигателя по заданию, кВт;

n - номинальная частота вращения по заданию, мин^-1;

i - число цилиндров двигателя по заданию.

Определение размеров цилиндра двигателя производ3ится на основе выбора отношения хода поршня S к диаметру цилиндра D.

Для дизельных двигателей это отношение часто меньше единицы, что позволяет увеличить наполнение цилиндра двигателя из-за возможности увеличения размеров впускных клапанов, понизить средние скорости поршня, что оказывает заметное влияние на механические потери в двигателе.

Диаметр цилиндра двигателя D в мм определяется по формуле [1, 2, 7]:

мм (1.77)

В практике величину D рекомендуется округлять в соответствии с действующими руководящими техническими материалами и стандартами или применять равной значению этого параметра у прототипа.

Стандартом определен предпочтительный ряд диаметров цилиндров [1 стр. 441]: 60, 63, 71, 76, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 112, 115, 130, 145 мм.

Полученное расчетное значения диаметра цилиндра двигателя D округлить в большую сторону до четного числа или принять согласно предпочтительного стандартного ряда и использовать в дальнейших расчетах.

Ход поршня двигателя S в мм определяется по формуле [1, 2, 7]:

(1.78)

Полученное расчетное значения хода поршня так же округляют в большую сторону до четного числа.

Окончательная средняя скорость поршня в м/с определяется по формуле [1, 2, 7]:

м/с (1.79)



Ошибка между принятой величиной в пункте 1.8.1 и рассчитанной по формуле (1.79) в процентах определяется:

Расхождение между рассчитанным значением по формуле (1.79) и принятым значением средней скорости поршня при оценке механических потерь в пункте 1.8.1 не должно превышать 5%. В противном случае производится перерасчет средней скорости поршня по полученному значению.

По принятым значениям D и S определяют окончательные основные параметры и показатели двигателя.

Рабочий объем одного цилиндра в дм³ определяется по формуле [1, 2]:

дм³ (1.80)

Литраж двигателя в дм³ определяется по формуле [1, 2]:

(1.81)

Объем камеры сгорания в дм³ определяется по формуле [1, 2]:

дм³ (1.82)

Полный объем цилиндра в дм³ определяется по формуле [1, 2]:



дм³ (1.83)

Мощность двигателя в кВт определяется по формуле [1, 2]:

кВт (1.84)

Поршневая мощность двигателя в кВт/дм² определяется по формуле [1, 2]:

кВт/дм² (1.85)

Эффективный крутящий момент в Н ^. м определяется по формуле [1, 2]:

Н ^. м (1.86)

Часовой расход жидкого топлива G_T в кг/ч пределяется по формуле [1, 2]:

кг/ч (1.87)

Для ориентировочной оценки массы двигателя в кг используют статические данные по удельным массам двигателя по формуле [1, 2]:

кг (1.88)

где М _уд - удельная масса двигателя, кг/кВт.



1.9 Тепловой баланс двигателя

Распределение тепловой энергии топлива, сгорающего в двигателе, наглядно иллюстрируется составляющими внешнего теплового баланса, которые определяются при установившемся тепловом состоянии двигателя в процессе его испытаний. Приближенно составляющие теплового баланса можно найти аналитически по данным теплового расчета двигателя [2].

Тепловой баланс позволяет определить тепло, превращенное в полезную эффективную работу, т. е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет судить о тепло напряженности деталей двигателя, рассчитать схему охлаждения, выяснить возможность использования теплоты отработавших газов и т. д. [2].

В общем виде внешний тепловой баланс двигателя представлен в виде следующих составляющих [1, 2, 7]:

(1.89)

где - общее количество теплоты, введенное в цилиндр, Дж/с;

- теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя, Дж/с;

- теплота, отданная окружающей среде, Дж/с;

- теплота, уносимая из двигателя с отработавшими газами, Дж/с;

- теплота, потерянная при неполном сгорании топлива, Дж/с;

- неучтенные потери теплоты, Дж/с.

Для проверки формулы теплового баланса (1.89) можно воспользоваться формулой:

Дж/с (1.90)



Теплота , эквивалентная эффективной работе двигателя, в Дж/с определяется по формуле [1, 2]:

Дж/с (1.91)

Теплота , при воздушной системе охлаждения определяется [1, 2]:

для дизельных двигателей

Дж/с (1.93)

где D - диаметр цилиндра, мм;

с - коэффициент пропорциональности, который принимается из интервала с = 0,45…0,53;

m - показатель степени, который принимается из интервала m = 0,6...0,7.

Теплота , уносимая из двигателя с отработавшими газами, в Дж/с определяется по формуле [1, 2]:

(1.96)

Дж/с

где - температура остаточных газов, єС;

- теплоемкость остаточных газов в кДж/(кмоль ^. град), которую можно определить по формуле (1.36) для дизельных двигателей и по формуле (1.37) для дизельных двигателей при подстановке в данную формулу значения температуры остаточных газов t_r;

- теплоемкость свежего заряда в кДж/(кмоль ^. град), которую можно определить по формуле (1.35) при подстановке в данную формулу значения температуры t₀ = 20 єС.

Теплота , потерянная при неполном сгорании топлива, в Дж/с определяется по формуле [1, 2]:

Дж/с (1.97)

Неучтенные потери теплоты в Дж/с определяются по формуле [1, 2]:

(1.98)

Дж/с

Если значение ( < 0), то необходимо пересчитать величину уменьшив значения коэффициента с и (или) показателя m.

Тепловой баланс определяется также в процентах от всего количества введенной теплоты по следующим формулам [1, 2, 7]:

(1.99)

(1.100)

(1.101)

(1.102)

(1.103)



Очевидно, что должно выполняться условие:

(1.104)

1.10 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма - графическая зависимость давления газа в цилиндре от объема над поршневого пространства, либо перемещения поршня или угла поворота коленчатого вала. Индикаторная диаграмма строится с использованием результатов теплового расчета [2]. Диаграмма строится аналитическим методом на листе миллиметровой бумаги форматом А3.

Построение индикаторной диаграммы сводится к следующим этапам: 1) выбор исходных данных для построения (выбирают из проведенного теплового расчета рабочего цикла двигателя); 2) выбор масштабов по давлению и ходу поршня; 3) установка ординат для характерных точек диаграммы по давлению; 4) расчет точек диаграммы политроп сжатия и расширения; 5) расчет точек скругления индикаторной диаграммы; 6) построение индикаторной диаграммы по полученным данным.



Рисунок 1. Индикаторная диаграмма двигателя, построенная аналитическим методом

При построении диаграммы ее масштабы рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы получить высоту равной 1,2-1,7 ее основания [2].

В начале построения (рис. 1) на оси абсцисс откладывается отрезок АВ, соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня в масштабе М_S, который в зависимости от величины хода поршня может быть принят 1:1, 1,5:1 или 2:1 [1, 2].

Отрезок ОА (мм), соответствующий объему камеры сгорания определяется по формуле [2]:

(1.105)



По данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках: z^/, z, c, r, a, b. При построении диаграммы рекомендуется выбирать масштабы давлений = 0,02; 0,025; 0,04; 0,05; 0,07 - 0,10 МПа в мм. Определить ординаты для вышеперечисленных характерных точек диаграммы можно по следующим формулам:

; ; ; ; (1.106)

z=178.4, c=51.65, r=6, б=3.8, b=16.5

Отрезок для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты определяется по формуле [2]:

(1.107)

При аналитическом методе построения индикаторной диаграммы определение ординат промежуточных расчетных точек политроп сжатия и расширения производится в табличной форме (таблица 3) [2].

Таблица 3. Сводная таблица результатов расчета точек политроп

№ точек	ОХ, мм	ОВ/ОХ	Политропа сжатия	Политропа расширения
				мм	, МПа		мм	, МПа
1	20	4.8	8.5	17	0.68	7.1	78	3.12
2	30	3.2	4.8	10	0.4	4.3	47	1.9
3	40	2.4	3.3	7	0.28	3	33	1.3
4	45	2.13	2.8	6	0.24	2.6	29	1.2
5	50	1.92	2.4	5	0.2	2.3	25	1
6	60	1.6	1.9	4	0.16	1.8	20	0.8
7	70	1.37	1.5	3	0.12	1.5	17	0.68
8	80	1.2	1.3	2	0.08	1.33	14	0.56
9	90	1.06	1.08	2	0.08	1.1	12	0.48
10	96	1	1	2	0.08	1	11	0.44



Построение политроп аналитическим методом производится по следующим формулам [1, 2]:

для политропы сжатия

(1.108)

для политропы расширения

(1.109)

где ОВ - отрезок, соответствующий полному объему цилиндра, мм; ОХ - абсцисса расчетной точки, мм.

Вычисленные значения точек политроп сжатия и расширения из таблицы 3, наносятся на поле диаграммы и соединяются плавными кривыми. Следует учитывать при построении политропы расширения, что положение точки z у двигателя с искровым зажиганием и у дизеля различно, т. к. у дизеля на диаграмме есть участок предварительного расширения () и участок последующего расширения (z - b).

Для построения расчетной индикаторной диаграммы (см. рис 1.3) необходимо сделать следующие:

соединить прямыми линиями точки с - z для двигателя с искровым зажиганием или точки с - z' и z'- z для дизеля;

соединить прямой линией точки b - a;

принять процессы впуска и выпуска протекающими при P = const и V = const;

соединить тонкими линиями промежуточные расчетные точки политроп сжатия и расширения.

Для приближения расчетной индикаторной диаграммы к действительной индикаторной диаграмме необходимо ее скруглить. Скругление индикаторной диаграммы в учебных целях осуществляется на основании следующих соображений и расчетов:

выбрать фазы газораспределения и углы опережения зажигания или опережения впрыска топлива;

произвести расчет положения точек r', а', a", b', с', f' на индикаторной диаграмме.

Скругление индикаторной диаграммы для карбюраторного или инжекторного двигателя. Карбюраторные и инжекторные двигатели достаточно быстроходные (около n = 6000 мин-1), поэтому фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки. В связи с этим для учебных целей начало открытия впускного клапана (точка r') можно принять за 18° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка a") - через 60° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 55° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а') - через 25° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя данного типа, угол опережения зажигания и принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения - Дц1 = 5°. В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r', а', a", с', f, b' по формуле для перемещения поршня [2]Результаты расчета ординат точек необходимо свести в таблицу 4.

Таблица 4. Сводная таблица расчета положения точек b', r', а', а", с' и f для карбюраторного двигателя

Обозначение точек	Положение точек	ц°		OX, мм
b'	55° до н.м.т.	125	1,6667
r'	18° до в.м.т.	18	0,0655
а'	25° после в.м.т.	25	0,1223
a"	60° после н.м.т.	120	1,6069
с'	35° до в.м.т.	35	0,2313
f	30° до в.м.т.	30	0,1697

После расчета положения точек r', а', a", b', с', и f' соединяя плавными кривыми точки r с а', с' с с" и кривой расширения b' с b" (точка b" располагается обычно между точками b и а) и линией выпуска b", r', r получим скругленную действительную индикаторную диаграмму r, а', а, с', f', с", b', b", r (см. рис. 1).



Заключение

В результате расчета карбюраторного двигателя я выполнил тепловой расчет рабочего цикла четырехтактного двигателя на номинальном режиме работы, то есть на режиме максимальной мощности, которую развивает данный двигатель. Выбранный расчетный режим соответствует наиболее тяжелым условиям работы деталей двигателя в отношении показателей их прочности и долговечности.

На основании теплового расчета с достаточной для практики точностью можно построить индикаторную диаграмму, позволяющую определить величину давления газов в цилиндре в зависимости от переменного объема пространства над поршнем.



Список использованных источников

1. Гроэ X. Бензиновые и дизельные двигатели. Производственно-практическое издание / Гроэ X., Русс Г.; Перевод с нем. ЧМП РИА «GMM-пресс». - М.: ООО «Издательство «За рулем», 2013. - 272 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания. Динамика и конструирование: Учебник для вузов / В.Н. Луканин, И.В. Алексеев, М.Г. Шатров и др.; Под ред. В.Н. Луканина и М.Г. Шатрова. - 3-е изд. перераб. - М.: Высш. шк., 2007. - 400 с.: ил.

3. Капюшин Г.К. Конструкция, основы теории, расчет и испытание тракторов / Каптюшин Г.К., Баженов С.П.; учебное пособие для учащихся техникумов. - М.: Агропромиздат, 1990. - 511 с.

4. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. Пособие для вузов. / А.И. Колчин, В.П. Демидов - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высш.

5. Попык К.Г. Конструирование и расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высшая школа, 1993. - 400 с.

6. Пузанков А.Г. Автомобили: Конструкция, теория и расчет: учебник для студ. учреждений сред. проф. образования / А.Г. Пузанков. - 3-е изд., перераб. - М.: Издательский центр «Академя», 2013. - 544 с.

7. Расчет автомобильных двигателей: методические указания к курсовому проекту / Якунин Н.Н., Калимуллин Р.Ф., Горбачев С.В. часть 1 - тепловой расчет рабочего цикла двигателя. - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2003. - 50 с.

8. Стуканов В.А. Основы теории автомобильных двигателей и автомобиля: Учебное пособие / В.А. Стуканов. - М.: ИД ФОРУМ: НИЦ Инфра-М, 2015. - 368 с. шк., 2002. - 496 с.

9. Тарасик В.П. Теория автомобилей и двигателей: Учебное пособие / В.П. Тарасик, М.П. Бренч. - 2-e изд., испр. - М.: НИЦ Инфра-М; Мн.: Нов. знание, 2013. - 448 с.

10. Ульман И.Е. Техническое обслуживание и ремонт машин / И.Е. Ульман, Г.С. Игнатьев, В.А. Борисенко и др. / Под ред. И.Е. Ульмана. - М.: Колос, 1990. - 400 с.



Приложение

Размещено на Allbest.ru

...