Тепловой расчет двигателя служит для определения параметров рабочего тела в цилиндре двигателя, а также оценочных показателей рабочего процесса, для оценки мощностных и экономических показателей, позволяющих оценить мощность и расход топлива.
В основе методики расчета лежит метод В.И. Гриневецкого, в дальнейшем усовершенствованный Е.К. Мазингом, Н.Р. Брилингом, Б.С. Стечкиным и др.
Проведение теплового расчета позволяет освоить связь между отдельными элементами рабочего цикла и получить представление о влиянии различных факторов на показатели двигателя в целом.
Задачей динамического расчета является определение сил, действующих в механизмах преобразования энергии рабочего тела в механическую работу двигателя.
В настоящей работе тепловой и динамический расчеты выполняются для режима номинальной мощности.
1. Исходные данные для теплового расчета поршневого двигателя внутреннего сгорания.
- эффективная мощность двигателя Ne = 155 кВ;
- частота вращения коленчатого вала n = 2600 об/мин;
- число тактов τ = 4;
- число цилиндров и расположение цилиндров і = 6P;
- коэффициент избытка воздуха α = 1,44;
- степень сжатия ε = 16;
- отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 1,20;
- прототип Renault 0.6 W4 (дизель).
2. Тепловой расчет и определение основных размеров двигателя
2.1.Процесс наполнения
В результате данного процесса цилиндр двигателя наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются: Ро= 0,1Мпа (1,03кг/см2), Т0=298К.
Давление остаточных газов в зависимости от типа двигателя ; исходя из этого принимаем pr=0,105МПа.
Температура остаточных газов выбирается в зависимости от типа двигателя с учетом того, что для дизельных двигателей она изменяется в пределах Тг = 700…900 К, исходя из этого принимаем Tr = 750 К.
В зависимости от типа двигателя температура подогрева свежего заряда ΔТ=-5…30 К, примем ΔТ= 25 К
Давление в конце впуска .
Величина потери давления на впуске колеблется в пределах: для дизельных двигателей = (0,04…0,18)Ро, тогда
МПа
Тогда давление газов в цилиндре в конце впуска:
Ра=0,10-0,008=0,092 МПа.
Коэффициент остаточных газов вычисляется по формуле:
Величина коэффициента остаточных газов уг изменяется в пределах: для дизелей уг =0,02…0,06.
Система охлаждения двигателя газ
... систему охлаждения, для чего сливают охлаждающую жидкость, заполняют систему водой, пускают двигатель и прогревают его, затем, остановив, сливают воду, после охлаждения двигателя снова заполняют систему водой, повторяют промывку. Жидкость из системы охлаждения ГАЗ-53 ... при избыточном давлении 45 — 60 кПа, и воздушный, открывающийся при разрежении 1 — 10 кПа. Вентилятор ГАЗ-53 — шестилопастный, ...
Температура газов в конце впуска:
В современных двигателях температура в конце впуска для дизелей Та=(310… 350) К.
Коэффициент наполнения вычисляется по формуле:
Величина коэффициента наполнения для дизелей изменяется в пределах: 0,80…0,90.
2.2 Определение параметров конца сжатия
Давление в конце сжатия
=.
Температура в конце сжатия
=.
В этих формулах — показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах =1,34…1,42. Принимаем =1,34, тогда
==3,77 МПа
==864 К.
Для автотракторных двигателей давление и температура в конце сжатия изменяется в пределах (табл. 1):
Таблица 1
|
Тип двигателя |
Рс.Мпа (кг/см2) |
Тс, К |
|
Дизели без наддува |
3,5…5,5 (35…55) |
700… 900 |
2.3 Определение параметров конца сгорания
Теоретически необходимое
=,
где ;;
- средний элементарный состав топлива в долях кг соответственно углерода, водорода и кислорода.
Для дизельного топлива принимают:
- =0,86;=0,13;=0,01;
==0,494
Количество кмолей свежего заряда для дизельных двигателей определяется по формле:
=,
где =1,44 — коэффициент избытка воздуха .
=
Количество продуктов сгорания при работе двигателя на жидком топливе при :
Теоретический коэффициент
Действительный коэффициент молекулярного
Величина для дизелей изменяется в пределах =1,01…1,06.
Низшую теплоту сгорания дизельного топлива принимаем:
Ни = 42500 кДж/кг
Средняя мольная теплоёмкость свежего заряда определяется по формуле
m=20,16+1,74
Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания для дизельных двигателей определяется по формуле:
m=∙
Значение коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей при работе на нормальном режиме ξ=0,65…0,85.
Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению:
g
Примем коэффициент использования тепла ξ=0,8.
Решая совместно два последних уравнения, находим
Величина теоретического максимального давления цикла:
===6,84 (МПа)
Действительное давление цикла
==6,84 МПа
Значения температуры и давления конца сгорания изменяются в следующих пределах (табл. 2):
Таблица 2
|
Тип двигателя |
, К |
, МПа (кг/см2) |
, МПа (кг/см2) |
|
Дизели без наддува |
1800…2300 |
5…10 (50… 100) |
5…10 (50… 100) |
2.4 Определение параметров конца расширения
Степень предварительного расширения
Численное значение степени повышения давления k выбирают в зависимости от процесса смесеобразования и типа камеры сгорания. Для неразделённой камеры сгорания: k= 1,7…2,2
Степень последующего расширения:
δ=;
- Величина среднего показателя политропы расширения для дизельных двигателей =1,15…1,28. Выбираем =1,28
Температура в конце
Давление в конце расширения:
Примерные значения и для автотракторных двигателей следующие:
Таблица 3
|
Тип двигателя |
, МПа (кг/см2) |
, К |
|
Дизели без наддува |
0,2…0,4 (2 ..4) |
1000…1200 |
2.5 Определение параметров конца выпуска
Параметрами процесса выпуска (Pr и Tr) задаются в начале расчёта процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин Pr и Tr проверяется по формуле поф. Е.К. Мазгина:
Погрешность вычислений
Т.к. погрешность вычислений не превышает 10%, то величина Tr выбрана правильно.
2.6 Определение индикаторных показателей
Среднее индикаторное давление теоретического цикла для бензиновых двигателей рассчитывается по формуле:
Среднее индикаторное давление действительного цикла
;
- где — коэффициент полноты диаграммы, который принимается для дизелей =0,92…0,95. Принимаем =0,94
=0,94∙0,828=0,778 МПа,
Индикаторный КПД для двигателей с искровым зажиганием рассчитывается по формуле
Величина индикаторного КПД для дизелей = 0,40…0,53.
Удельный индикаторный расход топлива:
Удельный индикаторный расход топлива для дизелей=163…220 г/кВт∙ч.
2.7 Определение эффективных показателей двигателя
Механический КПД для дизелей =0,70…0,80. Принимаем =0,75. Тогда среднее эффективное давление:
- = ∙;
=0,778∙0,75=0,581 МПа,
а эффективный КПД:
=∙
=0,382∙0,75=0,286
Удельный эффективный расход топлива:
Для существующих двигателей эффективные показатели могутиметь следующие величины (табл. 4):
Таблица 4
|
Двигатели |
|||||
|
% |
МПа |
||||
|
Дизели |
30…42 |
0,45…0,85 |
5…8 |
210…280 |
150…210 |
2.8 Определение основных размеров цилиндра и показателей поршневого двигателя
По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя
где,=155 кВт;
- =0,581 МПа;
- =2600 ;
=4 для четырёхтактных двигателей
Рабочий объём одного цилиндра:
где i- число цилиндров двигателя.
Диаметр цилиндра:
Ход поршня:
Полученные теоретически
Литраж двигателя:
эффективную мощность:
эффективный крутящий момент:
среднюю скорость поршня:
Часовой расход жидкого топлива:
Определим погрешность вычислений :
Литровая мощность определяется по формуле:
Величина литровой мощности для автотракторных дизельных двигателей колеблется в пределах: Nл = 12…40 кВт/л.
2.9 Анализ полученных результатов
Проведя тепловой расчёт, определил параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, давления в камере сгорания и температуру рабочего тела, а также произвел оценочные показатели процесса, позволяющие определить
Так как данные расчёта не вышли за пределы средней
Погрешность вычислений составила , а погрешность выбора температуры Tr составила 2,8%<10%.
3. Динамический расчет
Порядок выполнения расчета для поршневого двигателя
Динамический расчет кривошипно-шатунный механизм выполняется с целью определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. Результаты динамического расчета используются при расчете деталей двигателя на прочность и износ.
В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для характера изменения сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда различных положений вала через каждые 30 град ПКВ. В отдельных случаях через 10 град ПКВ.
Последовательность выполнения расчета
- Строим индикаторную диаграмму в координатах р-V.
- Перестраиваем индикаторную диаграмму, выполненную по результатам теплового расчета, в координаты р-φ.
- Определяем силу давления газов на днище поршня для положений коленчатого вала, отстоящих друг от друга на 30° ПКВ в пределах (0…720)° ПКВ.
За начало отсчета принимаем такое положение кривошипа, когда поршень находится в начале такта впуска.
Силу давления газов на днище поршня определяем по формуле:
где
Результаты расчета заносятся в табл. 5.
- Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:
(2)
Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения:
,
где — доля массы шатуна, отнесенная к возвратно-поступательно движущимся массам .
Значения mп и mш вычисляются:
где – площадь днища поршня.
Угловая скорость ω, входящая в формулу(2):
, (4)
При известной величине хода поршня S радиус кривошипа:
- Находим суммарную силу, действующую в кривошипно-шатунном механизме. Определение этой силы ведем путем алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс:
