Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

для чего предварительно определим значение внутренней энергии воздуха при температуре tc, использовав значения коэффициентов а и b из прил. 2 для диапазона температур 0... 1500°С:

Uс = (а + btc)tc = (20,53 + 2,705 • 10"3- 855) • 855 • 10~3 = 19,53 МДж/кмоль.

Для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc необходимо найти коэффициенты А и В уравнения (5) по выражениям (6) и (7) с использованием значений коэффициентов а и b из прил. 2 также в диапазоне температур 0... 1500 °С:

А= 30,08 • 0,083 + 24,83 • 0,073 + 20,42 • 0,761 + 20,90 • 0,083 =

=21,58 кДжДкмоль • К);

В= (10,58 • 0,083 + 5,275 • 0,073 + 2,348 • 0,761 + 4,071 • 0,083)10"3 =

=3,388 • Ю-3 кДжДкмоль • К2).

Найдем значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc:

= 66,8 МДж/кмоль.

Теперь уравнение (3) можно записать в виде

Внутренняя энергия продуктов сгорания при температуре tz определяется по выражению

Uz" = (А + Btz)tz• Ю-3.

Подставив это выражение в формулу (9) и перегруппировав его члены, получим

Коэффициенты А и 2? уравнения (10) определяются по выражениям (6) и

(7) с использованием значений коэффициентов а и b из прил. 2 также в диапазоне температур 1500... 2 800 °С:

В= (3,349 • 0,083 + 4,438 • 0,073 + 1,457 • 0,761 + 1,55 • 0,083) • 10~3 =

=1,839 • 10"3 кДжДкмоль • К2).

Введем следующие обозначения:

Ах = (А + 8,314) • Ю-3 = (23,87 + 8,314) • 10"3 = 32,18 • 10"3 МДжДкмоль • К);

D = (Fx/\x - 8,314 • 273 • 10~3) = 70,99/1,036 - 8,314 • 273 • 10"3 =

Таким образом, Tz = 2206 К.

Определим степень предварительного расширения:

откуда Vz = Vcp.

Степень последующего расширения

5. Определение максимального давления рабочего цикла:

pz =Xpc = 1,6-7,33 = 10,27 МПа.

Расчет процесса расширения

При расчете процесса расширения для дизеля считают, что процесс протекает в течение хода поршня от начала последующего расширения, которое начинается в точке z, до его прихода в НМТ. При этом исходное положение поршня определяется объемом надпоршневого пространства Vz = pVc. Сам процесс расширения условно считают политропным с постоянным показателем политропы п2.

1. Выбор показателя политропы расширения п2 (табл. П21.6).

* Выбор числового значения п2 в данном случае обусловлен увеличенной фазой догорания в дизелях с наддувом, что приводят к уменьшению значения п2.

2. Определение параметров рабочего тела в конце расширения:

3. Проверка правильности выбора параметров остаточных газов. Проверка правильности выбора значения давления рг и температуры Т

остаточных газов производится по формуле:

1 2 L - 8 8 4 K.

W18

3/0,182

Отклонение расчетного значения Т* от принятого значения Тг = 850 К составляет 4 %, т. е. находится в допустимых пределах (3... 4 %).

Определение индикаторных показателей двигателя

1. Выбор исходных параметров двигателя (табл. П21.7).

* Выбор данного числового значения обусловлен высокой степенью организации рабочего процесса, уменьшающей отличия расчетной и действительной индикаторных диаграмм.

2. Определение расчетного и действительного средних индикаторных давлений.

Определение расчетом давлений в характерных точках рабочего цикла позволяет построить расчетную индикаторную диаграмму за два хода поршня (сжатия и расширения). Такая диаграмма включает в себя условные политропные процессы сжатия и расширения, изохорный и изобарный процессы подвода теплоты, а также изохорный процесс отвода теплоты.

Определяем расчетное среднее индикаторное давление:

= 1,36 МПа.

Соответствующее уменьшение действительного среднего индикаторного давления pt по сравнению с расчетным значением pi w учитывается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы срп д. В соответствии с выбранным значением срп д = 0,92 получим

Pi - Pi н сФп . д = 1 , 3 6 • 0 , 9 2 = 1 , 2 5 М П а .

3. Определение индикаторного КПД и удельного индикаторного расхода топлива.

Для определения индикаторного КПД используется уравнение связи между средним индикаторным давлением pt и основными параметрами рабочего процесса (уравнение Стечкина):

где Ни — МДж/кг; /?,- — МПа; р0 — кг/м3. Тогда индикаторный КПД

Удельный индикаторный расход топлива

Характерные для дизелей значения находятся в следующих пределах:

Определение механических (внутренних) потерь

иэффективных показателей двигателя

1.Выбор исходных параметров.

Предварительному выбору подлежат значения коэффициентов а и Ь эмпирической формулы для определения среднего давления механических потерь рм п и значение средней скорости поршня сп. Выбор осуществляется с использованием табл. П21.8.

Т а б л и ц а П21.8

* Выбор данного значения обусловлен высоким скоростным режимом двигателя.

2. Среднее давление механических потерь найдем по формуле

+(0,1658 - 0,18)+0,02 • 1,668/1,169 = 0,236 МПа,

где сп — средняя скорость поршня, м/с. Плотность заряда

Давление воздуха перед турбиной

Р т =P q . Пт = 0,1 • 1,658 = 0,1658 МПа.

Среднее эффективное давление ре определяется по среднему индикаторному давлению pt и среднему давлению потерь рм п:

Pe = Pi~Ps п = 1,25 - 0 , 2 3 = 1,02 М П а .

Механический КПД

Эффективный КПД определяется по значениям индикаторного и механического КПД:

Це = Л/Лм = 0,464 • 0,75 = 0,35. Удельный эффективный расход топлива

! = ^ = 2 4 2 Г/(КВТЧ).

Лм 0,75

Характерные для дизелей значения находятся в следующих пределах:

це = 0,34...0,40; ge = 210...260 г/(кВт-ч). Часовой расход топлива

GT = geNe • 10"3 = 242 • 200 • 10~3 = 48,4 кг/ч.

Определение размеров цилиндра

Размеры цилиндра определяются исходя из заданной эффективной мощности Ne, заданного скоростного режима яном и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.

1. Выбор исходных параметров (табл. П21.9).

Предварительному выбору подлежит коэффициент короткоходности двигателя К- S/D.

*Выбор данного значения обусловлен низкой частотой вращения двигателя.

2.Определение рабочего объема двигателя.

Используем известное выражение для определения эффективной мощности, кВт,

дг _ PJVhn

где ре — МПа; iVh — л; п — мин-1; Ne — кВт; т — коэффициент такгности (для четырехтактных двигателей т = 4).

а рабочий объем одного цилиндра

3. Определение размеров цилиндра. Диаметр цилиндра

Полученный диаметр округляется до ближайшего целого значения, т. е. берем D = 124 мм.

Ход поршня

S=DK= 124 -1,1 = 135,9 мм.

Полученное значение хода поршня также округляется до ближайшего целого четного значения, т. е. берем S = 136 мм.

4. Определение средней скорости поршня.

Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по значению хода поршня S (выраженному в метрах) и заданному скоростному режиму:

Расхождение полученного значения скорости поршня с ранее принятым значением не превышает 5 % (при допустимых 10 %), следовательно, пересчета механических потерь не требуется.

5. Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности.

Уточнение рабочего объема двигателя и его номинальной мощности проводится после определения размеров цилиндра и округления рассчитанных значений S и D до стандартных значений:

6. Определение эффективного крутящего момента и литровой мощности двигателя.

Эффективный крутящий момент, Н-м, определяется по уточненному значению номинальной эффективной мощности Ne ном и номинальной частоте вращения яном:

955(W_= 955Q.200 «„„„ 2400

Литровая мощность двигателя

Итоговая таблица основных показателей и параметров двигателя

По результатам теплового расчета построим индикаторную диаграмму (рис. П21.1).

р, МПа

X, мм

ПРИМЕР ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ДВИГАТЕЛЯ

Цельрасчета — определение исходных данных для анализа работоспособности элементов кривошипно-шатунного механизма проектируемого дви-

гателя.

Задачи расчета:

• определение в функции угла поворота кривошипа (р газовой силы Рг =Лф)> силы инерции от масс, совершающих возвратно-поступательное движение р. =ЛФ), и суммарных сил Pz =Лф)> включающих в себя силы N=j[<p),K=j((p),

Г=Л<Р);

•построение полярной диаграммы Яш ш =fiK, Т) и диаграммы нагрузки на шатунную шейку, развернутой по углу поворота кривошипа I Rm ш I =Лф);

•построение теоретической диаграммы износа шатунной шейки;

•определение в функции угла поворота кривошипа <р моментов, скручи-

вающих коренные шейки [Мк ш/ =Лф)1ту И шатунные шейки [Мш ш/ =Лф)]уу-1 коленчатого вала (где N — число коренных опор в двигателе);

•построение полярной диаграммы нагрузки на одну (по согласованию с

консультантом) из коренных шеек RK in =J[K, Т).

Основные параметры проектируемого двигателя с искровым зажи-

ганием: NeHOM = 90 кВт, пном = 6000 мин1, / = 4, D = 96 мм, S= 80 мм.

Исходные данные к расчету:

•индикаторная диаграмма в координатах рТ =f{V), представленная на рис. П19.1;

•конструктивные массы, определяемые по статистическим данным (см. табл. 2.1):

поршневой группы

т'п = 1,32Х> = 1,32 • 96 = 126,72 кг/м2;

группы шатуна

т'ш= 1,8D = 1,8 • 96 = 172,8 кг/м2;

/

• отношение - ^ = 0,27.

Ал

В соответствии с исходными данными найдем конструктивные массы, необходимые для динамического расчета:

Построение диаграммы газовой силы

Диаграмма строится в координатах Рг = Лф)- При этом каждому значению угла поворота кривошипа (р соответствует перемещение поршня, определяемое по формуле

и следующие четыре значения газовой силы, приходящейся на единицу площади поршня:

• на такте впуска при значении ф угла поворота кривошипа

Рг(вп) = (Рт ~ Po)F

• на такте сжатия при ф! = 360° - ф

Р г ( с ж) = ( Р с ж "" P o ) F 1 »

• на такте расширения при ф2 = 360° + ф

-^г(расш) = (Ррасш ~ Po)F1?

• на такте выпуска при ф3 = 720° - ф

Рг(вып) = ( Р в ы п "" Р о ) Р V

Здесь рвп, Ры, />Расш» Ръып ~ абсолютные значениядавлений по индикаторной диаграмме на соответствующем такте рабочего цикла двигателя; Fn — площадь поршня.

Результаты, полученные для всей гаммы углов ф в диапазоне от 0 до 720 °ПКВ, заносятся в соответствующую графу табл. П22.1, на основании которой строится график Рг =/(ф), приведенный на рис. П22.1.

Т а б л и ц а П22.1