Тепловой расчет двигателя

 1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

В основу теплового  расчета двигателей внутреннего  сгорания положено определение значений основных параметров цикла - впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска с последующим определением индикаторных и эффективных показателей, коэффициентов полезного действия, мощностных и экономических показателей. Обычно, тепловой расчет выполняется для режима работы двигателя, соответствующего максимальной мощности и номинальной частоте вращения. В курсовом проекте (курсовой работе) проводится параллельный расчет для различных природно-климатических условий с целью выявления их влияния на технико-экономические показатели работы двигателя.

1.1. Параметры рабочего цикла

Теоретически  необходимое количество воздуха  для сгорания одного килограмма жидкого  топлива:

 

 

 

 

где С,Н,0 - массовые доли углерода, водорода и кислорода в топливе (табл. 1.1.).

Таблица 1.1.

Вид топлива	Содержание			Низшая  теплотворная способность, Нu кДж/кг
	С	Н	0
Бензин	0.855	0.145	-	43900

 

При расчете в  к.моль на кг 

 

 

где μ_в= 29 молекулярная масса воздуха.

Количество  свежего заряда;

 

 

 

μ_т =115 кг/к моль - молярная масса топлива.

где α - коэффициент избытка воздуха.

Количество  продуктов сгорания:

 

 

 

1.2. Расчет параметров впуска

При расчете  параметров впуска, сжатия, сгорания и  расширения в качестве параметров считать  давление, температуру и объем  с индексами в нижней части, обозначающими  соответствующие точки индикаторной диаграммы.

Давление  в конце впуска Р_а:

 

В зимнее время

 

 

 

В летнее время

 

 

 

где Р_о - атмосферное давление, МПа;

ΔР_а - потери давления во впускной системе, МПа.

Потери  давления во впускной системе можно  рассчитать по эмпирической формуле:

_^,

В зимнее время

 

 

В летнее время

 

 

где А - коэффициент, учитывающий радиус кривошипа, диаметр поршня, длину шатуна, площадь наименьшего сечения впускной системы, коэффициент сопротивления впускной системы, коэффициент затухания скорости движения заряда.

По опытным  данным, в современных автомобильных  двигателях на номинальном режиме А=5,4...8,5;

n - частота вращения коленчатого вала, об/мин;

ρ_о - плотность заряда на впуске, кг/м³.

 

В зимнее время

 

 

В летнее время

 

 

где R_b = 287Дж/кгК - газовая постоянная воздуха;

Т_о - температура окружающего воздуха.

Давление в конце  впуска:

Р_а=(0,8...0,95)Р_о

Коэффициент наполнения:

 

В зимнее время

 

 

В летнее время

 

 

где ε - степень сжатия;

Р_r - давление остаточных газов, при расчете принимаем

Р_r =(1,05...1,25) Р_о;

 

 

 

 Т_о' -  температура   свежего заряда   с учетом   подогрева   в   впускном трубопроводе;

В зимнее время

 

  _К

В летнее время

 

  _К

ΔT = 0...20K

η_v = 0,75...0,85

Температура в конце  впуска:

 

В зимнее время

 

 

В летнее время

 

 

где Т_r - температура остаточных газов;

Т_r = 900...1100К

При выборе Т_r следует учитывать, что с увеличением степени сжатия и обогащением рабочей смеси температура остаточных газов уменьшается, а с увеличением частоты вращения возрастает.

Т_а = 320...380 К

Коэффициент остаточных газов:

 

В зимнее время

 

 

В летнее время

 

 

у = 0,05...0,10

1.3. Расчет параметров сжатия

Средний   показатель   политропы  сжатия   n₁   можно определить  по  эмпирической формуле:

 

 

 

где n - частота вращения коленчатого вала.

Давление  в конце такта сжатия:

 

 

 

Р_с= 0,9...2,0 МПа

Температура в конце  сжатия:

 

 

 

Т_с= 600...900 К                                         РАСЧИТАННО!!!!!!!!!!!!                                      

1.4. Расчет параметров сгорания

Расчет производится на основе уравнения сгорания.

 

где H_u- низшая теплотворная способность топлива (табл.1.1).

ΔН_u - потеря тепла в связи с неполнотой сгорания жидкого топлива при а<1(кДж/кг);

 

ξ - коэффициент использования тепла. Его принимают равным: 0,85...0,95

β - расчетный коэффициент молекулярного изменения.

 

где -число молей остаточных газов;

C_vc и C_vz - соответственно средняя молярная теплоемкость свежего заряда в конце сжатия и продуктов сгорания.

 

 

После подстановки  теплоемкостей и всех известных  величин в уравнение сгорания, получаем квадратное уравнение относительно T_z. Решение этого уравнения дает два корня, один из которых определяет температуру в конце сгорания, другой не имеет физического смысла.

T_z = 2200...2800 К

Давление в конце  сгорания у 

 

P_z = 3...5 МПа;

Для бензиновых двигателей степень повышения давления

 

1.5. Расчет  параметров расширения

Давление в конце процесса расширения:

 

где n₂ - средний показатель политропы расширения.

n₂=1,23...1,30;.

 Р_в = 0,35...0,60

Температура Т_в в конце расширения

 

Т_в = 1200... 1700 К;

После расчета процессов  цикла необходимо проверить правильность ранее принятой температуры остаточных газов Т_r:

 

Если ошибка превышает 2%, то необходимо повторить расчет с  уточненным значением TV.

 

1.6. Расчет  индикаторных показателей цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление для карбюраторных двигателей:

*- е -i[«2-ia   s»>-^  Й1-1(1   е.^) а у дизельных двигателей:

Действительное   среднее   индикаторное   давление   для   округлой   индикаторной диаграммы:

Pi = Pi'V,

где п - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Он принимается равным:

0,94...0,97 - карбюраторные двигатели; 0,92...0,95 - дизели. Pj = 0,8...1,2 МПа -карбюраторные двигатели; Pj = 0,6...1,1 МПа - дизели.

Индикаторный КПД для  двигателей определяется по формуле:

Ъ.Ъ\ЪМсТе(£ -1)3

*" Ж ,

где Tij = 0,28...0,38 - карбюраторные двигатели; Гц =0,42...0,52 - дизели.

Индикаторный удельный расход топлива;

д!=36*105/НиЛ1/ г/кВт*ч.

У карбюраторных двигателей gi = 235...290 г/кВт*ч; у дизелей gi = 175...220 г/кВт*ч.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.7. Расчет эффективных  показателей цикла

Среднее давление механических потерь Рм определяется по эмпирическим формулам с учетом средней скорости поршня Vcp.

Vcp = Sn/30 м/с, где S - ход поршня, м;n - частота вращения коленчатого вала, мин"1.

Для карбюраторного двигателя:

S/D<1 Рм = 0,034+0,0113Vcp;

S/D>1 PM = 0,049+0,0152Vcp,

где S/D - отношение хода поршня к его диаметру.

Дизельные двигатели с  неразделенными камерами сгорания имеют  Рм:

Рм = 0,089+0,0118 Vcp, с разделенными камерами сгорания:

Рм = 0,089+0,0135 Vcp. Среднее эффективное давление:

Ре =Р| - Р„ МПа

Для карбюраторных двигателей Ре = 0,5...1,1 МПа; для дизелей Ре =0,55...0,85 МПа. Механический КПД определяем по соотношению

Пм = Pe/Pi.

Для карбюраторных двигателей tim = 0,7...0,9, для дизелей цм = 0,7...0,82. Эффективный КПД будет равен

Для карбюраторных двигателей г|е = 0,21...0,31,

для дизелей це = 0,31...0,42.

Удельный эффективный  расход топлива;

де=Зб*Ю5/НилеГ/кВт*ч

Для карбюраторных двигателей де= ЗОО...325г/кВт*ч, для дизелей де = 270...230 г/кВт*ч. Эффективная мощность

Ne=P,nVhi/30T кВт,

где Vh - рабочий объем цилиндра, л;

i - число цилиндров;

т - коэффициент тактности;

х=2 - двухтактные двигатели, т=4 - четырехтактные двигатели.

Часовой расход топлива

GT = Ne*ge/1000 кг/ч.

Результаты расчета сводятся в таблицу 1.2., проводится их анализ и делается вывод о влиянии  значения условий работы на показатели двигателя.

Таблица 1.2.

 

\

У

Рг

Ре

%

1 вариант

2 вариант

1.8. Построение индикаторной  диаграммы

Индикаторная диаграмма  строится в левом верхнем углу чертежного листа формата А1 (рис.2.1). Диаграмма строится для одного варианта расчета, который выбирается самостоятельно. Масштаб диаграммы выбирают такой, чтобы отношение высоты диаграммы к ее ширине было близким к 1,5. Для этого по оси абсцисс откладывают отрезок Vc=10-15mm и принимаем его равным единице, тогда

Va=eVc=Vc+Vh, Vz=pVc (только у дизеля)

Отрезки Vc,Vh,Va отмечают размерными линиями со стрелками и из конечных точек восстанавливают перпендикуляры, на которых в соответствии с выбором масштаба давлений отмечают точки Pc,Pr,Pa,Po,Pz (Pz')/Pb.

Через точку Ро проводят линию атмосферного давления.

Построение политропы сжатия и расширения рекомендуется произвести аналитическим методом. Промежуточные точки давлений Рх и соответствующие им промежуточные объемы, расположенные между Vc и Va и между Vz и VB определяем из следующих зависимостей.

Для политропы сжатия

Р = Р С—)*1

*     -V, Для политропы расширенияp.-P.Qr

где Vx - произвольно выбранный объем;

Рх - давление соответствующее этому объему

2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ  ДВИГАТЕЛЯ

Динамический расчет кривошипно-шатунного  механизма заключается в определении  сил и моментов, действующих во время работы двигателя. В течении каждого рабочего цикла силы непрерывно меняются по величине и направлению, поэтому для определения характера изменения их величины рассчитываются для ожидаемых положений коленчатого вала через каждые 30 градусов (в интервале 360°...390° рассчитывать через каждые 10°).

2.1. Построение диаграмм  развернутой индикаторной, сил инерции,  суммарной силы

Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленвала производится по методу Ф.А.Брикса. Для этого под диаграммой строят вспомогательную полуокружность диаметром, равном отрезку объема Vh (рис 2.1).

Далее от центра полуокружности (точка О) вправо откладывают поправку Брикса, равную

OO'=RV2,

где R=S/2 - радиус кривошипа, мм; S - ход поршня, мм;

X=R/t - безразмерный кинематический параметр; I- длина шатуна, мм. Если нет данных о длине шатуна, то X принимается в пределах 0,24...0,31.

Полуокружность делят  лучами из центра 0 на 6 равных частей, через  каждые 30 градусов, из точки 0' проводят линии параллельные этим точкам. Новые  точки, полученные на окружности, соответствуют  углам поворота коленвала а. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные значения давлений откладывают на вертикалях развертки для соответствующих углов поворота коленвала.

В четырехтактных двигателях построение начинают с положения  кривошипа, соответствующего ВМТ в  начале такта впуска.

Следует учесть, что на свернутой  диаграмме давление отсчитывают  от абсолютного нуля, а на развернутой  следует показать избыточное давление над поршнем. Для этого на развернутой  диаграмме ось абсцисс располагают  на продолжении линии атмосферного давления. Это делают по той причине, что со стороны картера на поршень  в течение всего цикла действует  давление равное атмосферному.На развернутой диаграмме, в том же масштабе строят диаграмму сил инерции возвратно-поступательного движения масс. При этом считают силы действующие от поршня к оси коленчатого вала положительными.

Pj= -mjO)2R(Cosa+X Cos2a)*10'9 МПа, где R - радиус кривошипа, мм; ю=яп/30 - угловая скорость коленвала, с*1; п - частота вращения коленвала, мин"1;

nrij - масса деталей, движущихся возвратно-поступательно, отнесенная к площади поршня, кг/м2.

nrij = mn+(0,2...0f3) тш, где

тп - масса поршневого комплекта, кг/м2; тш - масса шатуна, кг/м2. Для автомобильных двигателей с искровым зажиганием имеем mn = (80...120) кг/м2 - поршень из алюминиевого сплава, тш = (90...200) кг/м2. Для дизелей

тп = (200...250) кг/м2 - поршень из алюминиевого сплава; тш = (300...400) кг/м2 Вдоль оси цилиндра на поршень действуют две силы:

Рг - сила давления газов, равная Рг=Р-Ро, где Р - значение давления газов в цилиндре и Рз - сила инерции возвратно-поступательного движения. При анализе необходимо учитывать совместное влияние этих сил. Суммарную силу Pi, действующую на поршень, определяют алгебраическим сложением

Pi = Рг + Pj, МПа

2.2. Построение силг действующих в кривошипно-шатунном механизме (нормальной.

радиальной, тангенциальной)

Суммарная сила Pi раскладывается на соответствующие: нормальную N, направленную перпендикулярно оси цилиндра и силу S, действующую вдоль шатуна.

N = Pi tgp МПа; S = Pi 1/Cosp МПа, где b - угол между осью цилиндра и шатуном.

Сила S действует вдоль  оси шатуна и передается на шатунную шейку. Эта сила может быть перенесена на линию действия в центр шатунной шейки и разложена на соответствующие: радиальную Z, направленную по радиусу  кривошипа, и тангенциальную силу Т, действующую по касательной к окружности радиуса кривошипа.