Вернуться на главную

ВЕДЕНИЕ

 

В области развития и совершенствования двигателей внутреннего сгорания основными задачами на современном этапе являются: расширение сфер использования двигателей и повышение их мощности; повышение топливной экономичности и удельной массы; снижение стоимости их производства и эксплуатации. Выполнение этих задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией двигателей внутреннего сгорания, глубоких знаний их теории, конструкции и расчета.

Цель методических указаний - дать студентам необходимые систематизированные рекомендации по выполнению курсовой работы, а также логически увязать отдельные части курса "ДВС, автомобили и тракторы".

Для облегчения выполнения курсовой работы методические указания снабжены примерами, литературой, а также основными данными, необходимыми для тепловых расчетов дизельных и карбюраторных двигателей.

                                                                                                                                  1.            ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

 

Проблема - определение оптимальных параметров двигателя на стадии технического проектирования. Метод обучения - исследовательский.

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проекти­руемого двигателя.

На основе установленных или заданных исходных данных (типа двигателей, мощности Ne , частоты вращения коленчатого вала n, числа i  и расположения цилиндров, отношения S/D, степени сжатия e) студенты производят тепловой расчет двигателя, в результате которого определяют основные энергетические (pe , Nл), экономические (ge , he) и конструктивные (D, S, Vh) параметры двигателя. Затем по результатам теплового расчета строят индикаторную диаграмму.

Параметры, полученные в тепловом расчете, используются при построении скоростной характеристики и являются исходными при проведении динамического и прочностных расчетов.

 

                                                                   1.1.         Мощность и частота вращения коленчатого вала

При расчете номинальная мощность двигателя Ne обычно задается. Выбор или задание номинальной мощности определяется прежде всего назначением двигателя (для легкового или грузового автомобилей, трактора, СДМ и т.д.), его типом (карбюраторный, газовый, дизель), условиями эксплуатации. Мощность современных двигателей колеблется в очень широких пределах - 15 ... 500 кВт.

Другим важнейшим показателем двигателя является частота вращения коленчатого вала, характеризующая тип двигателя и его динамические качества. Длительное время существовала тенденция повышения частоты вращения коленчатого вала, что приводило к уменьшению габаритных размеров двигателя и его массы. Однако с увеличением частоты вращения возрастают инерционные силы, ухудшается наполнение цилиндров, возрастает токсичность продуктов сгорания, повышается износ деталей и узлов двигателя и снижается его срок службы. За последнее десятилетие частота вращения коленчатого вала двигателей практически стабилизировалась.

В настоящее время номинальная частота вращения коленчатого вала двигателей колеблется в пределах, об/мин:

двигателей легковых автомобилей........................    4000 ... 6000

грузовых автомобилей:

дизелей                                                                     3000 ... 4000

карбюраторных..................................................... 4000 …4500

тракторных дизелей и дизелей СДМ.................... 1500 ... 2500

 

                                                                                                    1.2.         Число и расположение цилиндров

 

Выбор числа цилиндров и их расположение зависят от мощностных, диагностических и конструктивных факторов. Наиболее распространены четырех- и шестицилиндровые автомобильные двигатели. При особо высоких требованиях к массе и габаритным размерам число цилиндров автомобильных двигателей достигает 8 и крайне редко 12. Тракторные двигатели обычно имеют четыре цилиндра, реже 6 и лишь в отдельных случаях 8 и 12. С увеличением числа цилиндров повышаются возможности форсировки двигателей по частоте вращения, улучшаются пусковые качества и проще решаются вопросы уравновешенности, но вместе с этим и повышаются механические потери и ухудшаются экономические показатели.

Современные двигатели имеют рядное, V-образное и оппозитное расположение цилиндров. Наибольшее распространение получили четырехцилиндровые рядные двигатели как наиболее простые в эксплуатации и дешевые в производстве. В последние годы в автотракторостроении наметилась тенденция к применению двигателей с V-образным расположением цилиндров. По сравнению с рядным они имеют более: высокий КПД, меньшие габариты и лучшие удельно-массовые показатели. Повышенная жесткость V-образных двигателей позволяет, кроме того, достигать более высоких частот вращения коленча­того вала.

 

                                                                                            1.3.     Размеры цилиндра и скорость поршня

Размеры цилиндра (диаметр и ход поршня) - являются основными конструктивными параметрами двигателя. Диаметр D (мм) различных двигателей изменяется приблизительно в следующих пределах:

для карбюраторных двигателей легковых автомобилей 60…100;

для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей 70…110;

для автомобильных дизелей............................................. 80…130;

для тракторных дизелей и дизелей СДМ......................... 70…150.

Ход поршня обычно характеризуется отношением S/D , непосредственно связанным со скоростью поршня. В зависимости от значения S/D различают двигатели короткоходные (S/D<1) и длинноходные (S/D>1). У короткоходных двигателей меньше высота двигателя и его масса, выше индикаторный КПД и коэффициент наполнения, меньше скорость поршня и долговечнее детали двигателя. Однако снижение S/D приводит к более высокому давлению газов на поршень, ухудшению условий смесеобразования и увеличению длины двигателя.

Ориентировочная зависимость быстроходности двигателя приведена в

табл. 1.

Таблица 1

Ориентировочные значения средней скорости поршня

Тип двигателей

Частота вращения,

об/мин

сп

Карбюраторные

До 3000

3000 … 4000

4000 … 6000

1,1 … 1,0

0,95…0,85 0,85…0,75

Дизели

2100 … 2800

Свыше 2800

1,0 … 1,3

0,8 … 1,0

Скорость поршня сп является критерием быстроходности двигателя. В зависимости от значения сп двигатели подразделяют на тихоходные (сп < 6,5 м/с) и быстроходные (сп > 6,5 м/с). С увеличением скорости поршня возрастают механические потери, повышается тепловая напряженность деталей, сокращается срок службы двигателя. В связи с этим увеличение средней скорости поршня неразрывно связано с необходимостью повышения долговечности деталей, применения более совершенных материалов в двигателестроении и улучшения качества применяемых масел.

Средняя скорость поршня сп современных двигателей приведена в табл. 2.

Таблица 2

Средняя скорость поршня современных двигателей

Тип двигателей

Тип машин

сп, м/с

Карбюраторные

 

Легковые автомобили Грузовые автомобили

 

Автомобильные Тракторные, СДМ

 

12 ... 15

9 ... 12

7 ... 11

6,5 ... 12

5,5 ... 10,5

Газовые

Дизели

 

                                                                                                                                                       1.4.   Степень сжатия

 

Степень сжатия является одной из важнейших характеристик двигателя. Ее выбор зависит, в первую очередь, от способа смесеобразования топлива. Кроме того, степень сжатия выбирают с учетом наличия или отсутствия наддува, быстроходности двигате­ля, системы охлаждения и других факторов.

Для бензиновых двигателей степень сжатия выбирается по табл. 3, в зависимости от октанового числа топлива и принятого смесеобразования. Более высокие значения степени сжатия характерны для быстроходных двигателей.

Для дизелей степень сжатия выбирается в зависимости от типа камеры сгорания:

нераздельная камера:

при объемном смесеобразовании.............................. 14 … 17

при пленочном смесеобразовании:

а) без принудительного воспламенения.................. 20 … 25

б) с зажиганием от электрической искры............... 14 … 16

с предкамерной.......................................................... 16,5 … 21

с вихревой камерой................................................... 16 … 20

с воздушной камерой................................................ 15 … 16

для дизелей с наддувом............................................. 11 …17

Таблица 3

Степень сжатия бензиновых двигателей

Октановое число бензина

Степень сжатия

OlcUcnb L'AldlM.n.

Внешнее смесеобразование (карбюраторное)

Внутреннее смесеобразование (впрыск бензина)

70 … 76

76 … 86

86 … 98

6,5…7,0

6,8…7,9

8,0…10

7,0 … 7,5

7,8 … 8,4

8,5 …10,0

 

В современных карбюраторных двигателях e = 6 - 12. Двигатели грузовых автомобилей имеют значения e ближе к нижнему пределу, а у двигателей легковых автомобилей обычно e > 7 и только при воздушном охлаждении e иногда ниже 7. Для карбюраторных двигателей при степени сжатия выше 12 возможно самовоспламенение смеси и детонация в процессе сгорания. В последние годы наметилась тенденция к некоторому уменьшению e, что позволило снизить токсичность продуктов сгорания и продлить срок службы двигателей. Как правило, даже двигатели легковых автомобилей высокого класса имеют степень сжатия не более 9.

Минимальная степень сжатия для дизелей должна обеспечить в конце процесса сжатия получение минимальной температуры, необходимой для самовоспламенения впрыснутого топлива. Учитывая, что впрыск топлива осуществляется раньше полного завершения процесса сжатия и с повышением температуры сжатия сокращается период задержки воспламенения, в дизелях без наддува не применяются значения степени сжатия меньше 14, а в дизелях с наддувом - меньше 11.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей с воспламенением от сжатия e = 14 ... 22. Увеличение степени сжатия более 22 нецелесообразно, так как приводит к высоким давлениям сгорания, падению механического КПД и утяжелению конструкции двигателя.

 

                                                                                                 2.            ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Для удобства рекомендуется выполнять тепловой расчет в приведенной ниже последовательности.

 

                                                                                 2.1.         Выбор и определение физических констант

2.1.1. Используемые в автотракторных двигателях топлива представляют собой смесь различных углеводородов и отличаются элементарным составом, который выражается в единицах массы (кг), а газообразных - в объемных единицах (м3 или кмоль).

Для жидких топлив

,                 (1)

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

Для газообразных топлив

где Сn ,Нm  и Оr - объемные доли каждого газа в 1 м3 или в 1 кмоле газообразного топлива; N2 - объемная доля азота.

Средний элементарный состав жидких топлив (в массовых долях) приведен в табл. 4.

 

Таблица 4.

Средний элементарный состав топлива

 

C

H

O

Бензин

0,855

0,145

-

Дизельное топливо

0,870

0,125

0,005

Состав газообразных топлив указан в табл. 5.

На основании заданного вида топлива, пользуясь табл. 6, и уравнением (1) определяем элементарный состав топлива, кг/кг: углерода С, водорода H, кислорода O.

2.1.2. Низшая теплота сгорания соответствует тому количеству теплоты, которое выделяется при полном сгорании топлива, без учета теплоты конденсации водяного пара. Так как в ДВС выпуск отработавших газов происходит при температуре выше температуры конденсации водяного пара, для практической оценки топлива обычно используется низшая теплота сгорания. Для определения низшей теплоты сгорания жидкого топлива Нu (в МДж/кг) при известном элементарном составе обычно используется формула Менделеева:

 

Таблица 5

Состав газообразных топлив

 

Составляющие

 

 

Газообразные топлива

 

 

 

природный газ

синтетический газ

светильный газ

Метан СН4(%)

Этан С2Н6(%)

Пропан С3Н8(%)

Бутан С4Н10(%)

Тяжелые углеводороды CnHm(%)

Водород H2(%)

Окись углерода СО(%)

Углекислый газ CO2(%)

Азот N2(%)

90,0

2,96

0,17

0,55

0,42

0,28

0,28

0,47

5,15

52,0

-

-

-

3,4

9.0

11,0

-

24,6

16,2

-

-

-

8,6

27,8

20,2

5,0

22,2

 

 

Таблица 6

Физические параметры газообразных топлив

 

Топливо

Элементарный

состав, кг/кг

Молекулярная масса

mT , кг/моль

Низшая теплотворная способность топлива Hu , кДж/кг

 

С

Н

O

Автомобильный бензин

0,855

0,145

0

110 … 120

43930

 

Бензол

0,923

0,077

0

78,1

42500

 

Керосин

0,860

0,137

0,003

130

43200

 

Дизельное топливо

0,870

0,126

0,004

170 … 200

42440

 

 

где W - количество водяных паров в продуктах сгорания массовой или объемной единицы топлива.

Для газообразного топлива (Нu в МДж/м3)

где СО, Н2 и другие компоненты газообразного топлива - объемные доли компонентов газовой смеси.

Примерные значения низшей теплоты сгорания Нu в МДж/кг

автотракторных топлив:

Бензин......................................................................... 44,0

Дизельное топливо..................................................... 42,5

Природный газ.......................................................... 45,0

Пропан....................................................................... 85,5

Бутан........................................................................... 112,0

При неполном сгорании топлива (a < 1) количество теплоты DHu , недовыделяющейся при сгорании 1 кг топлива,

DHu = 119,95(1 - a)L0.

Коэффициент, учитывающий количество теплоты недовыделившейся при неполном сгорании,

.

Пользуясь табл. 6 определяем низшую теплопроводную способность Нu и молекулярную массу топлива mT.

2.1.3. Определяем количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива

- для жидких топлив:

,  ,

проверка:       ;

- для газообразных топлив:

,

где mв - молекулярная масса 1 кмоля воздуха, mв = 28,97кг/кмоль; L0 - теоретически необходимое количество воздуха (кмоль) для сгорания 1 кг топлива;  - теоретически необходимое количество воздуха (кг) для сгорания 1 кг топлива; 0,21 - объемное содержание кислорода в 1 кг воздуха; 0,23 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха; L¢0- теоретически необходимое количество воздуха (моль или м3) для сгорания 1 кмоль или 1м3 топлива.

 

         2.2.Выбор и обоснование исходных величин для теплового расчета

2.2.1. Температура и давление окружающей среды.

 При отсутствии в задании специальных указаний об условиях эксплуатации проектируемого двигателя давление и температура среды принимаются равными:

   и  

При работе автомобильных и тракторных 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 принимаются равными давлению pк  и температуре Tк воздуха на выходе из компрессора.

В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления pк наддувочного воздуха:

при низком наддуве................................................... 1,5p0 ,

при среднем наддуве................................................. (1,5…2,2)p0

при высоком наддуве................................................. (2,2…2,5)p0

Температура воздуха за компрессором

,                         (2)

где nк  -  показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре (нагнетателе).

Из выражения (2) следует, что температура наддувочного воздуха зависит от степени повышения давления в нагнетателе и показателя политропы сжатия.

По опытным данным в зависимости от типа наддувочного агрегата и степени охлаждения величину p0  (МПа) принимают:

для поршневых нагнетателей.................................... 0,14 ... 0,16

для объемных нагнетателей....................................... 0,155 ... 0,175

для осевых и центробежных нагнетателей............... 0,14 ... 0,2

2.2.2. Выбор типа камеры сгорания

Так как выбор ряда исходных параметров теплового расчета определяется типом камеры сгорания проектируемого двигателя, этому вопросу должно быть уделено особое внимание. Необходимо изучить существующие типы камер сгорания, сделать анализ, исходя из назначения двигателя, его мощности и частоты вращения, а затем выбрать тип камеры сгорания проектируемого двигателя.

2.2.3. Коэффициент избытка воздуха a

Отношение действительного количества воздуха  (или L),

участвующего в сгорании 1 кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха  (или L0 ) называются коэффициентом избытка воздуха:

.

Коэффициент избытка воздуха a выбирается в зависимости от типа двигателя:

-     Карбюраторные двигатели:

 при максимальной мощности................................... 0,85…0,95

 при максимальной экономичности.......................... 1,05…1,15

-     Двигатель с форкамерно-факельным

зажиганием................................................................. 0,85….0,98

                                                                                     и выше

-     Дизельные двигатели:

с нераздельными камерами и

объемным смесеобразованием.................................. 1,5…1,7

с нераздельными камерами с завихрением.............. 1,2…1,5

с пленочным смесеобразованием.............................. 1,1…1,15

с вихревой камерой................................................... 1,2…1,4

с предкамерой............................................................ 1,4…1,5

с наддувом.................................................................. 1,3…2,2

В двигателях с наддувом, когда осуществляется продувка цилиндров воздухом, используют суммарный коэффициент избытка воздуха , где  - коэффициент продувки четырехтактных двигателей.

Снижение a - 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 a наблюдается неполнота сгорания топлива, ухудшается экономичность и увеличивается термическая напряженность двигателя. Практически полное сгорание топлива в двигателе возможно только при a>1, так как при a=1 невозможно получить такую совершенную смесь топлива с воздухом, в которой каждая частица топлива была бы обеспечена необходимым количеством кислорода воздуха.

2.2.4. Повышение температуры заряда в процессе впуска DT

Эта величина принимается на основании имеющихся экспериментальных данных, средние значения которых для современных двигателей приведены в табл. 7.

В процессе наполнения температура свежего заряда несколько увеличивается благодаря подогреву от нагретых деталей двигателя. Величина подогрева DT зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, наличия специального устройства для подогрева, быстроходности двигателя и наддува. Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда и, таким образом, отрицательно влияет на наполнение двигателя. Эти два противоположных фактора, появляющихся в результате подогрева, должны быть учтены при установлении величины DT.

Таблица 7

Подогрев заряда во впускном коллекторе

Температура газов в конце выпуска

Тип двигателя

DT , °К

Бензиновые:

 

а) при наличии специального подогрева

20…45

б) при отсутствии подогрева

20…45

Дизели:

 

а) без наддува

10…40

б) с наддувом

(-5)…(+10)

 

В двигателях с наддувом величина подогрева свежего заряда снижается благодаря уменьшению перепада температур деталей двигателя и наддувочного воздуха. При повышении температуры наддувочного воздуха возможны и отрицательные значения DT.

Изменение величины DT в зависимости от скоростного режима двигателя при ориентировочных расчетах может быть определено по формуле

,

где ; DTN и nN - соответственно температура подогрева и частота вращения коленчатого вала при номинальном режиме работы двигателя.

2.2.5. Параметры продуктов сгорания в цилиндре двигателя в конце выпуска

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

Давление остаточных газов pr (МПа) за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивления при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на номинальном скоростном режиме:

- для карбюраторных двигателей

;

- для дизелей без наддува, а также с наддувом и выпуском в атмосферу

;

- для двигателей с наддувом при наличии газовой турбины на выпуске

.

Большие значения pr принимаются для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала. Давление остаточных газов заметно снижается с уменьшением частоты вращения коленчатого вала.

При необходимости определения pr на различных скоростных режимах двигателя и выбранном значении   при номинальном режиме можно использовать приближенную формулу

,

где ;  - давление остаточных газов на номинальном режиме, МПа;

Температура газов в конце выпуска Tr (°К) принимается в зависимости от типа двигателя (табл. 8).

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

Таблица 8

Температура газов в конце выпуска

Тип двигателя

Tr , °К

Карбюраторные двигатели

900…1100

Дизельные двигатели:

 

а) без наддува

600…750

б) с наддувом

750…900

Газовые двигатели

750…1000

2.2.6. Показатель политропы сжатия

В связи с тем, что температура свежего заряда и поверхность его контакта со стенками в процессе сжатия непрерывно меняются, показатель политропы сжатия n1 также не остается постоянным, а меняет свои значения в зависимости от интенсивности теплообмена. Увеличение интенсивности охлаждения двигателя снижает значение n1, а увеличение диаметра цилиндра, степени сжатия и частоты вращения коленчатого вала повышает этот показатель, т.е. факторы, способствующие охлаждению смеси, снижают n1, а способствующие подогреву смеси, увеличивают.

При выполнении теплового расчета величина n1 определяется по номограмме или выбирается на основании экспериментальных данных существующих двигателей.

Для карбюраторных двигателей . Более высокие значения n1 берутся для более быстроходных двигателей с воздушным охлаждением. Для дизелей - . Низкие значения n1 для карбюраторных двигателей объясняются тем, что в процессе сжатия тепловоздушной смеси происходит испарение бензина с поглощением теплоты. Кроме того, теплоемкость смеси в бензиновых двигателях вследствие наличия паров бензина и большого количества остаточных газов выше, чем в дизелях, что приводит к понижению n1.

2.2.7. Показатель политропы расширения

 Величина среднего показателя политропы расширения n2 устанавливается по опытным данным в зависимости от ряда факторов. Величина n2 возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты, отношения хода поршня S к диаметру D цилиндра и интенсивности охлаждения. С ростом нагрузки и увеличением линейных размеров цилиндра (при S/D = const) средний показатель политропы расширения n2 уменьшается. При увеличении быстроходности двигателя величина n2, как правило, снижается, но не для всех типов двигателей и не на всех скоростных режимах.

Для решения практических задач теплового расчета двигателя средние значения показателя политропы n2 принимают:

для карбюраторных двигателей............................... 1,23 … 1,30

для дизелей................................................................. 1,18 …1,28

для газовых двигателей............................................. 1,25 … 1,35

 

Значения давления pв (МПа) и температуры Tв (°К) в конце процесса расширения для современных автомобильных и тракторных двигателей без наддува (на номинальном режиме) определяем по табл. 9.

 

Таблица 9

Параметры в конце процесса расширения на номинальном режиме

Тип двигателя

pв , МПа

Tr , °К

Карбюраторный

0,35…0,6

1200…1700

Дизельный

0,2…0,5

1000…1200

 

2.2.8. Фазы газораспределения

Фазы газораспределения выбираются на основании данных по существующим двигателям, близким к проектируемому по быстроходности.

 

Данные о фазах газораспределения современных отечественных двигателей, в градусах угла поворота коленчатого вала приведены в табл. 10.

 

Таблица 10

Двигатель

Номинальная частота вращения

Впускной клапан

Выпускной клапан

открытие до ВМТ

закрытие после НМТ

продолжительность открытия

открытие до НМТ

закрытие после ВМТ

продолжительность открытия

МЗ-966

4200

10

46

236

46

10

236

"Чайка"

4400

24

64

268

50

22

252

3JIK-4I

5800

30

70

280

70

30

280

ВАЗ 2101

5600

12

40

232

42

10

232

"Волга"

4000

24

64

268

50

22

252

ЗИЛ-130

3200

21

75

276

57

39

276

КАМАЗ

2600

10

46

236

66

10

256

Д-37

1600

16

40

236

40

16

236

ЯМЗ-236-238

2100

20

56

256

56

20

256

 

                                                                                               2.3.       Последовательность теплового расчета

В тепловом расчете последовательно определяются следующие величины.

2.3.1. Количество свежего заряда

Горючая смесь (свежий заряд) в карбюраторных двигателях состоит из воздуха и испарившегося топлива и определяется величиной

,

где M1 - количество горючей смеси (кмоль горм/кг топл.); mT - молекулярная масса паров топлива, кг/кмоль (см.табл. 6).

Величиной 1/mT(количество молей топлива в смеси) при определении M1 для двигателей с воспламенением от сжатия пренебрегают как относительно малой по сравнению с объемом воздуха. Поэтому для этих двигателей

Для газовых двигателей

2.3.2. Количество продуктов сгорания

 

При полном сгорании топлива () продукты сгорания состоят из углекислого газа СО2 , водяного пара Н2O , избыточного кислорода O2 и азота N2 .

Общее количество продуктов полного сгорания жидкого топлива (кмоль пр.сг./кг топл.)

 ,

При неполном сгорании топлива () продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода СО, углекислого газа СО2 , водяного пара Н2 О , свободного водорода H2 и азота N2.

Общее количество продуктов неполного сгорания жидкого топлива (кмоль пр.сг./кг топл.)

 .

 

2.3.3. Параметры процесса впуска

 

Давление в конце впуска (МПа) является основным фактором, определяющим количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя:

      или    

Потери давления Dpa  за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

,

где ; b - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; xвп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому сечению; wвп  - средняя скорость заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах); rк  и r0 - плотность заряда на впуске соответственно при наддуве и  без него (pк = p0  и rк  = r0). 

По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме

 и   .

Гидравлические потери во впускной системе уменьшаются при увеличении проходных сечений, придании обтекаемой формы клапанам, обработке внутренних поверхностей впускной системы, правильном выборе фаз газораспределения и т.д.

У четырехтактных двигателей величина Dpa  колеблется в пределах (МПа):

для карбюраторных двигателей............................... (0,05 … 0,20)P0

для дизелей без наддува............................................ (0,03 ... 0,18)P0

для дизелей с наддувом............................................. (0,03 ... 0,10)P0

Дизели по сравнению с карбюраторными двигателями при той же частоте вращения имеют несколько пониженное значение Dpa. Это объясняется снижением гидравлических сопротивлений благодаря отсутствию карбюратора и более упрощенной впускной системе. Плотность заряда (кг3) на впуске

        или      ,      (3)

где Rв  - удельная газовая постоянная воздуха:

 -  универсальная газовая постоянная.

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

Коэффициент остаточных газов для четырехтактных двигателей:

-     с учетом продувки и дозарядки цилиндра

 

 ;

 

-     без учета продувки и дозарядки

 

 ,

где e - степень сжатия; jоч  и  jдоз  -  соответственно коэффициенты очистки и дозарядки.

При определении gr для двигателя без наддува применяется коэффициент очистки , а коэффициент дозарядки, на номинальном скоростном режиме, , этого можно добиться при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30 ... 60°. При этом на минимальном скоростном режиме () возможен обратный выброс свежего заряда в пределах 5%, т.е. . На остальных режимах значения jдоз можно получить, приняв прямую линейную зависимость jдоз от скоростного режима.

В четырехтактных двигателях величина gr зависит от степени сжатия, параметров рабочего тела в конце впуска, частоты вращения и других факторов. С увеличением степени сжатия e и температуры остаточных газов Tr величина gr уменьшается, а при увеличении давления pr остаточных газов и частоты вращения n  - возрастает.

Величина gr  изменяется в пределах:

для бензиновых и газовых двигателей без наддува...... 0,04 … 0,10;

для дизелей без наддува.................................................. 0,02 … 0,05.

При наддуве величина коэффициента остаточных газов снижается.

 

В конце впуска температура

 

.

Величина Ta  в основном зависит от температуры рабочего тела, коэффициента остаточных газов, степени подогрева заряда и в меньшей степени от температуры остаточных газов.

У современных четырехтактных двигателей температура Ta  в конце впуска изменяется в пределах:

для карбюраторных двигателей............................... 320 … 370 °К;

для дизелей................................................................. 310 … 350 °К;

для четырехтактных двигателей с наддувом............ 320 … 400 °К.

Наиболее важной величиной, характеризующей процесс впуска, является коэффициент наполнения, представляющий собой отношение действительного количества, свежего заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло поместиться в рабочем объеме цилиндра при условии, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд

где Gд , Vд , Мд  - действительное количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска, соответственно в кг, м3, моль;  G0 , V0 , М0 - количество заряда, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при p0 и T0 (или pк и Тк ), соответственно в кг, м3, моль.

Для четырехтактных двигателей с учетом продувки и дозарядки цилиндра коэффициент наполнения

.

Для четырехтактных двигателей без учета продувки и дозарядки

 

.

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

Значения коэффициента наполнения hv для различных типов автомобильных и тракторных двигателей при работе их с полной нагрузкой изменяются в пределах:

для карбюраторных двигателей............................... 0,7 … 0,90;

для дизелей без наддува............................................ 0,8 … 0,94;

для дизелей с наддувом............................................. 0,8 … 0,97.

2.3.4. Параметры конца процесса сжатия

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

Давление (МПа) и температура (К) в конце процесса сжатия определяются из уравнения политропы с постоянным показателем n1:

                 

Данные о изменениях давления и температуры в конце сжатия в современных автомобильных и тракторных двигателях приведены в табл. 11.

 

Таблица 11

Параметры конца сжатия

Тип двигателя

pс , МПа

Tс , °К

Карбюраторный

0,9…2,0

600…800

Быстроходный дизельный

3,5…5,5

700…900

 

Для дизелей с наддувом значения pс и Tс  повышаются в зависимости от степени наддува.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия (кДж/(кмоль×К)):

а) свежей смеси (воздуха)

 

 ,

где  

б) средняя мольная теплоемкость остаточных газов определяется для  карбюраторных двигателей по табл. 1 приложения методом экстраполяции, для дизелей - по табл. 2 приложения методом интерполяции;

в) рабочей смеси (свежая смесь + остаточные газы)

.

 

2.3.5. Параметры процесса сгорания

Процесс сгорания - основной процесс рабочего цикла двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси в карбюраторных двигателях и свежей смеси в дизелях

.

 

Коэффициент молекулярного изменения, отнесенный к рабочей смеси

 

 

Теплота сгорания рабочей смеси в карбюраторных двигателях

 

,

где DHu - количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива (кДж/кг), определяемое по формуле

 

.

Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях

 

.

 

Среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания определяют как теплоемкость смеси газов, кДж/(кмоль×К)

,

 где - объемная доля каждого газа, входящего в данную смесь;

- средняя мольная теплоемкость каждого газа, входящего в данную смесь при температуре смеси tz  

При полном сгорании топлива () продукты сгорания состоят из смеси углекислого газа, водяных паров, азота и кислорода. При этом

 

 

где to - температура, равная 0°С; tz - температура смеси в конце видимого сгорания, °С.

При неполном сгорании () продукта сгорания состоят из смеси углекислого газа, окиси углерода, водяного пара, свободного водорода и азота. При этом

Значения средней мольной теплоемкости продуктов сгорания бензина (С = 0,855; Н = 0,145), в зависимости от a, приведены в табл. 1 приложения, а значения средней мольной теплоемкости продуктов сгорания дизельного топлива (С = 0,870; Н = 0,126; О = 0,004) - в табл. 2 приложения.

В табл. 3 приложения значения средних мольных теплоемкостей некоторых газов даны при постоянном объеме, а в табл. 4 приведены эмпирические формулы, полученные на основании анализа табличных данных. Отклонения значений средних мольных теплоемкостей, полученных по эмпирическим формулам, от табличных значений не превышают 1,8%.

Температура в конце видимого процесса сгорания в карбюраторных двигателях определяется из уравнения

 

,

 

где  xz - коэффициент использования теплоты, который изменяется с изменением скоростного режима работы двигателя.

При изменении частоты вращения коленчатого вала коэффициент xz ориентировочно принимается (рис. 1) в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей. При этом

 

Температура в конце видимого процесса сгорания в дизелях определяется из уравнения сгорания

 ,

 

где l - степень повышения давления,

 


Величина степени повышения давления для дизелей устанавливается по опытным данным в основном в зависимости от количества топливе, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. Кроме того, на величину l оказывает влияние период задержки воспламенения топлива, с увеличением которого степень повышения давления растет:

а) для дизелей с нераздельными камерами сгорания и объемным смесеобразованием l = 1,6 ... 2,5;

б) для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а также для дизелей с нераздельными камерами и пленочным смесеобразованием l  = 1,2 ... 1,8;

в) для дизелей с наддувом l = 1,5.

Коэффициент использования теплоты xz для современных дизелей с нераздельными камерами сгорания и хорошо организованным струйным смесеобразованием для двигателей без наддува можно принять равным 0,82 , а при наддуве в связи с повышением теплонапряженности двигателя и созданием более благоприятных условий для протекания процесса сгорания - 0,86.

Зная температуру в конце видимого сгорания для карбюраторного двигателя, определяют давление pя  (МПа):

.

Для дизелей

 .

Степень предварительного расширения

.

Данные значений температуры и давления конца сгорания для современных авторемонтных и тракторных двигателей при работе с полной нагрузкой приведены в табл. 12.

Таблица 12

Параметры в точке максимального давления

Тип двигателя

Tz , °К

pz , МПа

Карбюраторный

2400…2900

3,5…7,5

Газовый

2200…2500

2,5…4,5

Дизельный

1800…2300

5…12

 

Более низкие температуры конца сгорания у дизелей по сравнению с карбюраторными и газовыми двигателями являются следствием большой величины коэффициента избытка воздуха a, а, следовательно, и больших потерь теплоты на нагревание воздуха.

2.3.6. Параметры конца расширения

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

Значения давления (МПа) и температуры (К) в конце процесса расширения для карбюраторных двигателей составляют:

  

Для дизелей

где d - степень последующего расширения для дизелей,

Ранее принятую температуру остаточных газов проверяют по формуле

Примерные значения давления pb и температуры Tb для современных автомобильных и тракторных двигателей без наддува (на номинальном режиме) приведены в табл. 13.

 

Таблица 13

Параметры конца расширения

Тип двигателя

pb , МПа

Tb , °К

Карбюраторный

0,35…0,60

1200…1700

Дизельный

0,20…0,50

1000…1200

 

2.3.7. Индикаторные параметры рабочего цикла

Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется индикаторным давлением, индикаторной мощностью, индикаторным КПД и удельным индикаторным расходом топлива.

1.  Среднее индикаторное давление расчетного цикла (МПа)

 .

2.  Среднее индикаторное давление действительного цикла (МПа)

 .

где jп - коэффициент полноты диаграммы (для карбюраторных двигателей ,  для дизелей ).

При работе на полной нагрузке величина pi (МПа) достигает:

для четырехтактных карбюраторных двигателей..... 0,6…1,4

для четырехтактных карбюраторных двигателей

форсированных........................................................... до 1,6

для четырехтактных дизелей без наддува.................. 0,7 …1,1

для дизелей с наддувом............................................... до 2,2.

Меньшие значения среднего индикаторного давления в дизелях без наддува по сравнению с карбюраторными двигателями объясняются тем: что дизели работают с большим коэффициентом избытка воздуха. Это вызывает неполное использование рабочего объема цилиндра и дополнительные потери теплоты на нагревание избыточного воздуха.

3.  Индикаторная мощность двигателя Ni - работа, совершаемая газами внутри цилиндров в единицу времени. Для многоцилиндрового двигателя (кВт)

,

где pi - среднее индикаторное давление, МПа; Vh - рабочий объем одного цилиндра, л(дм3); i - число цилиндров, t - тактность двигателя.

Для четырехтактного двигателя

.

Индикаторная мощность одного цилиндра

.

4.  Индикаторный коэффициент полезного действия характеризует степень использования в действительном цикле теплоты топлива для получения полезной работы и представляет собой отношение теплоты, эквивалентной индикаторной работе цикла, ко всему количеству теплоты, внесенной в цилиндр с топливом:

 ,

где rк - плотность заряда при впуске, определяемая из уравнения (3), кг/м3; Pi выражено в МПа; - в кг/кг топл.; Hu - в МДж/кг топл.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей, работающих на номинальном режиме, величина индикаторного КПД составляет:

для карбюраторных двигателей............................... 0,26…0,35

для дизелей................................................................. 0,38…0,50

для газовых двигателей............................................. 0,28…0,34.

5.  Удельный индикаторный расход топлива

Удельные расходы gi топлива на номинальном режиме, г/(кВт):

для карбюраторных двигателей............................... 235…320

для дизелей................................................................. 170…230.

2.3.8. Эффективные показатели, характеризующие работу двигателя в целом

1.  Среднее давление механических потерь (МПа) в двигателях различного типа можно определить по следующим эмпирическим формулам:

а) для карбюраторных двигателей с числом цилиндров до шести и отношением

;

б)  для карбюраторных восьмицилиндровых двигателей с отношением

;

в)  для карбюраторных двигателей с числом цилиндров до шести и отношением

;

г)  для четырехтактных дизелей с нераздельными камерами

;

д)  для предкамерных дизелей

;

е) для дизелей с вихревыми камерами

2.  Среднее эффективное давление pе представляет собой отношение эффективной работы на валу двигателя к единице рабочего объема цилиндра. В расчетах pе определяется по среднему индикаторному давлению (МПа):

;

Для двигателей с механическим наддувом (МПа)

,

где pн - потери давления на привод нагнетателя.

Значения среднего эффективного давления pе (МПа) при номинальной нагрузке изменяются в следующих пределах:

для четырехтактных карбюраторных двигателей... 0,6…1,1

для форсированных четырехтактных

карбюраторных двигателей...................................... до 1,3

для четырехтактных дизелей без наддува................ 0,55…0,85

для четырехтактных дизелей с наддувом................. до 2,0

для двухтактных быстроходных дизелей................. 0,4…0,75,

для газовых двигателей............................................. 0,5…0,75.

С ростом среднего эффективного давления улучшаются условия использования рабочего объема цилиндра, что дает возможность создавать более легкие и компактные двигатели.

Однако с повышением среднего эффективного давления повышается токсичность двигателя.

3. Механический коэффициент полезного действия представляет собой отношение среднего эффективного давления к индикаторному:

   или      .

С увеличением потерь в двигателе hм уменьшается. При снижении нагрузки в карбюраторном двигателе значительно возрастает pм из-за увеличения потерь на газообмен.

По опытным данным механический КПД hм для различных двигателей, работающих на номинальном режиме, изменяется в следующих пределах:

для карбюраторных двигателей............................... 0,7…0,9

для четырехтактных дизелей без наддува................ 0,7…0,82

для четырехтактных двигателей с наддувом............ 0,8… 0,9

для двухтактных быстроходных дизелей................. 0,7…0,85

для газовых двигателей............................................. 0,7…0,85.

4.  Эффективная мощность Ne - это полезная работа, получаемая на валу двигателя в единицу времени. Величина Ne (кВт) может быть определена по индикаторной мощности через механический КПД

.

Связь между эффективной мощностью и основными параметрами двигателя выражается зависимостью

.

5.  Эффективный КПД hд и эффективный удельный расход топлива ge характеризуют экономичность работы двигателя.

Отношение количества теплоты, эквивалентной полезной работе на валу двигателя, к общему количеству теплоты, внесенной в двигатель с топливом, называется эффективным КПД:

,

где Le - теплота, эквивалентная эффективной работе, МДж/кг топл., Нu - низшая теплота сгорания топлива, МДж/кг топл.

Связь между эффективным и механическим КПД двигателя определяется выражением

 .

Эффективный КПД двигателя характеризует степень использования теплоты топлива в двигателе с учетом всех потерь - тепловых и механических.

Значения эффективного КПД he на номинальном режиме:

для карбюраторных двигателей............................... 0,25…0,33

для дизелей................................................................. 0,35…0,40

для газовых двигателей............................................. 0,23...0,30.

Эффективный удельный расход топлива

.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей, эффективный удельный расход топлива при номинальной нагрузке имеет следующие значения (г/(кВт×ч)):

для карбюраторных двигателей............................... 250…325

для дизелей с нераздельными камерами.................. 210…245

для вихрекамерных и предкамерных дизелей......... 230…280.

2.3.9. Основные размеры цилиндра двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и эффективному давлению определяется литраж двигателя, л:

,

где Neвыражена в кВт; pe – в МПа; n – в об/мин; t - тактность двигателя,

t = 4.

Рабочий объем одного цилиндра (см3)

,

где  i - число цилиндров двигателя.

Диаметр цилиндра (мм)

.

Ход поршня (мм)

.

Полученные результаты округляются: диаметр - до числа, кратного пяти или двум; ход поршня – до числа, кратного двум.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна  выбирается в пределах 0,25…0,29 и определяются радиус кривошипа  и длина шатуна .

По окончательно принятым значениям D и S определяют основные параметры и показатели двигателя:

литраж двигателя (л)

;

эффективную мощность (кВт)

;

эффективный крутящий момент (Н×м)

;

часовой расход топлива (кг/ч)

;

среднюю скорость поршня (м/с)

                   (4)

При расхождении между ранее принятой величиной сп. и полученной по формуле (4) более 3…4% необходимо пересчитать эффективные параметры двигателя. После этого составляется таблица мощностных и экономических показателей проектируемого и одного-двух существующих двигателей, принимаемых в качестве прототипа (табл. 14).

 

Таблица 14

Наименование параметра

Обозначение

Единица измерений

двигатель

проектируемый

прототип

Номинальная мощность

Ne

кВт

 

 

Номинальное число

оборотов

n

об/мин

 

 

Литраж двигателя

Vл

л

 

 

Среднее эффективное

давление

pe

МПа

 

 

Удельный эффективный расход топлива

ge

г/кВт×ч

 

 

 

 

2.3.10. Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма двигателя внутреннего сгорания строится с использованием данных расчета рабочего процесса. При построении масштабы диаграммы рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы получить высоту, равную 1,2…1,7 ее основания. В начале построения (рис. 2 и 3) на оси абсцисс откладывается отрезок АВ, соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине, равный ходу поршня в масштабе ms , который в зависимости от величины хода поршня может быть принят 1:1; 1,5:1 или 2:1.

Соответствующий объему камеры сгорания отрезок . Для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты (рис. 3), отрезок . При построении диаграммы рекомендуется выбирать масштабы давлений mp, равные 0,02; 0,025; 0,04; 0,05; 0,07… 0,10 МПа, в мм.

Затем по данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках a, c, z¢, z, в , r.

Построение политропы сжатия и расширения можно производить аналитическим или графическим методом. При аналитическом методе (см. рис.2.) вычисляется ряд точек для промежуточных объемов, расположенных между Vc и Va по уравнению политропы  а между Vz и Vв по уравнению политропы . Для политропы сжатия , откуда

где px , Vx - давление и объем в искомой точке процесса сжатия.

Отношение Va/Vx  изменяется в пределах 1…e.

Аналогично для политропы расширения

.

Для карбюраторных двигателей отношение Vв /Vx изменяется в интервале 1…e, а для дизелей - 1…d. При аналитическом методе построения диаграммы определение ординат расчетных точек политроп сжатия и расширения удобно производить в табличной форме.

Соединяя точки а и с плавной кривой, проходящей через точки политропы сжатия, а точки z и b кривой, проходящей через точки политропы расширения, и соединяя точки с с z, а точки в с а прямыми линиями (при построении диаграммы дизеля точка с соединяется прямой линией с точкой z', a  z'  с  z , (см. рис. 3), получаем расчетную индикаторную диаграмму (без учета насосных ходов). Процессы выпуска и впуска принимаются протекающими при p=const и T =const.

При графическом методе (по наиболее распространенному способу Брауэра) политропы сжатия и расширения строят следующим образом (см. рис. 3). Из начала координат проводят луч ОС под произвольным углом a к оси абсцисс (рекомендуется брать a = 15°). Далее из начала координат проводят лучи ОД и ОЕ под определенными углами  b1 и  b2  к оси ординат. Эти углы определяются из соотношений

,         

где n1 и n2 - показатели политропы сжатия и расширения.

Политропу сжатия строят с помощью лучей ОС и ОД. Из точки С проводят горизонталь до пересечения с осью ординат, из точки пересечения - линию под углом 45° к вертикали до пересечения с лучом ОД и вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки С проводят вертикальную линию до пересечения с лучом ОС, из точки пересечения под углом 45° к вертикали линию до пересечения с осью абсцисс и вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой 1 политропы сжатия. Точка 2 находится аналогичным путем при выборе точки 1 за начало построения.

Далее построение повторяется до тех пор, пока очередная точка не расположится правее точки а. Через полученные точки проводят тонкими линиями кривую, представляющую собой линию сжатия.

Линии сжатия и расширения обязательно должны проходить через точки a и в соответственно. Если хотя бы одна из этих точек окажется не на линии, то необходимо проверить построение и вычисление и устранить ошибки.

Полученные диаграммы (см. рис. 2 и 3) являются расчетными индикаторными диаграммами, по которым можно определить

,                     (5)

где F¢ - площадь диаграммы ас(z¢)zва, мм2; Mp- масштаб давлений, мм; АВ - отрезок, мм.

Значение p¢i, полученное по формуле (5), должно быть равно значению p¢i, полученному в результате теплового расчета по формуле (3).

Действительная индикаторная диаграмма ас¢c¢¢zдв¢в¢¢zа отличается от расчетной, так как в реальном двигателе за счет опережения зажигания или впрыска топлива (точка с¢) рабочая смесь воспламеняется до прихода поршня в в.м.т. (точка f) и повышает давление в конце процесса сжатия (точка с¢¢). Процесс видимого сгорания происходит при изменяющемся объеме и протекает по кривой c¢¢zд для карбюраторных двигателей (см. рис. 2) или по прямым cz¢ и z¢z для дизеля (см. рис. 3); открытие выпускного клапана до прихода поршня в н.м.т. (точка в¢) снижает давление в конце расширения  (точка в¢¢, которая обычно располагается между точками в и а). Для правильного определения местоположения указанных точек необходимо установить взаимосвязь между углом поворота j коленчатого вала и перемещением поршня Sx. Эта связь устанавливается на основании выбора длины шатуна Lш и отношения радиуса кривошипа R к длине шатуна lш = R/Lш.

По индикаторной диаграмме для проверки теплового расчета и правильности построения диаграммы  ас¢c¢¢zдв¢в¢¢а определяется

где F - площадь диаграммы ас¢c¢¢zдв¢в¢¢а.

Вернуться на главную

 

                                                           3.            Примеры теплового расчета двигателей

 

                                                                                   3.1.       Тепловой расчет карбюраторного двигателя

Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для легкового автомобиля. Эффективная мощность двигателя Ne = 60 кВт при частоте вращения коленчатого вала n = 5600 об/мин. Двигатель четырехцилиндровый, i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия e = 8,5.

Тепловой расчет

При проведении теплового расчета для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3-4 основных режима. Для карбюраторных двигателей такими режимами являются:

1) режим минимальной частоты вращения nmin = 600 … 1000 об/мин, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

2) режим максимального крутящего момента при nM  = (0,4—0,6)nN;

3) режим максимальной (номинальной) мощности при nM;

4) режим максимальной скорости движения автомобиля при nmax = (1,05 - 1,20)nM.

С учетом приведенных рекомендаций и задания (nM = 5600 об/мин) тепловой расчет последовательно проводится для n = 1000, 3200, 5600 и 6000 об/мин.

Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия e  = 8,5 можно использовать бензин марки АИ-93.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива

С = 0,855;  Н =0,145  и  mТ =115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива

Параметры рабочего тела. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

Коэффициент избытка воздуха устанавливается на основании следующих соображений. На современных двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы, обеспечивающие получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристике. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующей регулировке как мощностной, так и экономичный состав смеси. Несмотря на то, что двигатель достаточно экономичен и обладает меньшей токсичностью продуктов сгорания при a > 1, при расчете двигателя на режимах внешней скоростной характеристики принимаем a = 0,96 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения a = 0,86 (см. п.2.3.5 рис. 1).

 

Количество горючей смеси

 

при n = 1000 об/мин

 

 

при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин 

 

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К = 0,5 и принятых скоростных режимах:

 

при n = 1000 об/мин

 

Подпись:    Подпись: Рис. 2. Построение индикаторной диаграммы карбюраторного двигателя аналитическим методом

Подпись: Рис.3. Построение индикаторной диаграммы дизеля с наддувом графическим методом   наддувом графическим методом

 

 

при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин

Общее количество продуктов сгорания

при n =1000 об/мин

Проверка:

при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин

Проверка:

Параметры окружающей среды и остаточные газы. Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува  и 

Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия e = 8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при a = const. но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая, что при n = 1000 об/мин, a = 0,86, а на остальных режимах a= 0,96, принимается (рис. 1):

n = 1000;     3200;    5600;    6000 об/мин;

Тr =  900;     1000;    1060;    1070 К.

Давление остаточных газов pr за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на номинальном скоростном режиме

.

Тогда

Отсюда получим:

 n  =    1000;      3200;       5600;      6000   об/мин;

pr =  0,1040;   0,1082;    0,1180;   0,1201  МПа.

 

Процесс впуска. Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается  Тогда

Далее получим:

n  =     1000;      3200;       5600;      6000   об/мин;

AT  =    19,5;        14;            8;             7      °С.

Плотность заряда на впуске

где   - универсальная газовая постоянная для воздуха.

 Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом двигателя (n = 5600 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять   и  .  Тогда

 

Отсюда получим:

при n = 1000 об/мин

при n = 3200 об/мин

при n = 5600 об/мин

при n = 6000 об/мин

Давление в конце впуска

n =   1000;      3200;       5600;      6000 об/мин;

pa = 0,0995;   0,0951;   0,0850;   0,0828 МПа.

Коэффициент остаточных газов. При определении gr для двигателя без наддува применяется коэффициент очистки , а коэффициент дозарядки, на номинальном скоростном режиме, , этого можно добиться при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30 ... 60°. При этом на минимальном скоростном режиме (nmin = 1000 об/мин) возможен обратный выброс свежего заряда в пределах 5%, т.е. . На остальных режимах значения jдоз можно получить, приняв прямую линейную зависимость jдоз от скоростного режима (см. п.2.3.5 рис. 1). Тогда

.

При  n = 1000 об/мин

при  n = 3200 об/мин

при  n = 5600 об/мин

при  n = 6000 об/мин

Температура в конце впуска

При n = 1000 об/мин

при n = 3200 об/мин

при n = 5600 об/мин

при n = 6000 об/мин

Коэффициент наполнения

.

При n = 1000 об/мин

при n = 3200 об/мин

при n = 5600 об/мин

при n = 6000 об/мин

Процесс сжатия. Средний показатель адиабаты сжатия k1  при  e = 8,5 и рассчитанных значениях Та определяется по графику (см. рис. 4), а средний показатель политропы сжатия n1 принимается несколько меньше k1.

Для определения k1 проводят вертикальную прямую из точки на оси e, соответствующей выбранной степени сжатия для двигателя до кривой, соответствующей температуре Та. Из точки пересечения проводят горизонтальную линию до вертикальной оси и определяют искомое значение k1.

 При выборе n1 учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n1 уменьшается по сравнению с k1 более значительно:

n  =   1000;      3200;      5600;      6000 об/мин;

k1  = 1,3767;   1,3771;   1,3772;   1,3772;

Та  =   341,        338,        337,        337 К;

n1  =  1,370;      1,376;     1,377;     1,377.

Давление в конце сжатия

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200 об/мин  

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин  

Температура в конце сжатия

При n = 1000 об/мин  

 

при n = 3200 об/мин   

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин   

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха)


 ,

где

 n =  1000;     3200;     5600;     6000 об/мин;

tc =   480;       483;       482;       482 °С;

б) остаточных газов

 - определяется методом экстраполяции по табл. 1 приложения,

при n = 1000 об/мин,  и 

где 23,303 и 23,450 - значения теплоемкости продуктов сгорания при 400°С соответственно при и  взятые по табл. 1 приложения.

где 23,707 и 23,867 - значения теплоемкости продуктов сгорания при 500°С соответственно при и  взятые по табл. 1 приложения.

Теплоемкость продуктов сгорания при

при n = 3200 об/мин,

 ; 

определение производится аналогично методом экстраполяции по табл. 1.  приложения

 

в) рабочей смеси

.

При n = 1000 об/мин

при n = 3200 об/мин

при n = 5600 об/мин

при n = 6000 об/мин   

 

Процесс сгорания. Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси

При n = 1000 об/мин

 

при n = 3200 об/мин 

 

при n = 5600 об/мин

 

при n = 6000 об/мин 

 

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200, 5600 и  6000 об/мин 

Теплота сгорания рабочей смеси

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200 об/мин   

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин   

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

При n =1000 об/мин

при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин

Величина коэффициента использования теплоты xz  при n = 5600 и 6000 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается, а при n = 1000 об/мин xz интенсивно уменьшается в связи с увеличением потерь тепла через стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. Поэтому при изменении скоростного режима xz ориентировочно принимается (рис. 37) в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей:

n  = 1000;    3200;    5600;    6000 об/мин;

xz =  0,82;     0,92;     0,91;     0,89.

Температура в конце видимого процесса сгорания

При n = 1000 об/мин 

откуда

при n = 1000 об/мин

откуда

при n = 5600 об/мин

откуда

при n = 1000 об/мин

откуда

Максимальное давление сгорания теоретическое

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200 об/мин   

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин   

Максимальное давление сгорания действительное

 n =    1000;        3200;      5600;     6000 об/мин;

= 5,8256;     6,1951;    5,5021;    5,2744 МПа.

 Степень повышения давления

n =    1000;       3200;      5600;      6000 об/мин;

l =   3,672;      4,033;     4,000;      3,936.

Процессы расширения и выпуска. Средний показатель адиабаты расширения k2 определяется по номограмме (см. рис. 5а) при заданном e для соответствующих значений a и Tz.

Определение k2 по номограммам производится следующим образом: по имеющимся значениям e (или d для дизеля) и Тz определяют точку, которой соответствует значение k2 при a = 1. Для этого с нижней шкалы восстанавливают вертикальную линию до точки пересечения с кривой температуры. Для нахождения значения k2 при заданном a необходимо полученную точку перенести по горизонтали на вертикаль, соответствующую a = 1, и далее эквидистантно вспомогательным кривым до вертикали, соответствующей заданному значению a. На рис. 5а и 5б показано определение k2 для рассчитываемых карбюраторного двигателя и дизеля.

 А средний показатель политропы расширения n2 оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

n =       1000;      3600;     5600;     6000 об/мин;

a =        0,86;      0,96;      0,96;      0,96;

Тz =      2537;     2875;     2848;     2803 К;

k2 =   1,2605;    1,2515;   1,2518;   1,2522;

n2  =    1,260;     1,251;    1,251;    1,252.

Давление и температура в конце процесса расширения

и 

При n = 1000 об/мин  

 и 

при n = 3200 об/мин   

 и 

при n = 5600 об/мин   

 и 

при n = 6000 об/мин   

 и 

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

При n = 1000 об/мин

при n = 3200 об/мин 

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин

где D - погрешность расчета.

На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%.

Индикаторные параметры рабочего цикла. Теоретическое среднее индикаторное давление

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200 об/мин   

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин 

Среднее индикаторное давление

где коэффициент полноты диаграммы принят

n =      1000;       3200;       5600;       6000 об/мин;

pi =  1,0864;     1,2044;     1,0675;     1,0176 МПа.

 

Индикаторный к. п. д. и индикаторный удельный расход топлива

  и 

При n = 1000 об/мин  

 

при n = 3200 об/мин    

 

при n = 5600 об/мин   

 

 

Подпись: Рис. 5. Номограммы определения показателя адиабады расщирения k2
 а-для карбюраторного двигателя; б- для дизеля
Подпись: б)Подпись: а)

 

при n = 6000 об/мин

 

Эффективные показатели двигателя. Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров до шести и отношением S/D < 1

Предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм, получим

тогда  а на различных скоростных режимах:

  n  =      1000;     3200;       5600;       6000 об/мин;

Vп.ср=         2,6;      8,32;      14,56;        15,6  м/с;

  pм =   0,0634;      0,1280;    0,1985;     0,2103 МПа.

Среднее эффективное давление и механический к. п. д.

  и 

n  =      1000;       3200;       5600;      6000 об/мин;

pi =    1,0864;    1,2044;   1,0675;    1,0176 МПа;

pe =    1,0230;    1,0764;   0,8690;    0,8073 МПа;

hm =   0,9416;     0,8937;   0,8141;    0,7933.

Эффективный к. п. д. и эффективный удельный расход топлива

  и   .

 

n =      1000;       3200;        5600;         6000 об/мин;

hi  =   0,3060;    0,3612;     0,3341;     0,3249;

he =   0,2881;    0,3228;      0,2720;      0,2577;

ge =      284;         254;           301;           318 г/(кВт×ч).

Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя

Рабочий объем одного цилиндра

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S =78 мм, то

Окончательно принимается D = 78 мм и S = 78 мм.

Производим проверку рабочего объема цилиндра с новыми значениями S и D:

Разность с ранее полученным значением 0,7%, что вполне допустимо.

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:

  ;     ;

 

n =       1000;       3200;       5600;       6000 об/мин;

pe =    1,0230;    1,0764;    0,8690;    0,8073 МПа;

Ne =    12,70;      42,77;       60,42;     60,14 кВт;

Me =   121,3;      127,7;        103,1;       95,8 Н.м;

GT =    3,607;     10,864;     18,186;    19,125 кг/ч.

Литровая мощность двигателя

Построение индикаторной диаграммы. Индикаторную диаграмму (см. п.2.3.10 рис.2) строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при  и 

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня масштаб давлений

Приведенные величины, соответствующие рабочему объему ци­линдра и объему камеры сгорания (рис. 2):

 

Максимальная высота диаграммы (точка z)

Ординаты характерных точек:

  

 

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим мето­дом:

а) политропа сжатия . Отсюда

где

б) политропа расширения . Отсюда

Результаты расчета точек политроп приведены в табл. 15. Расчетные точки политроп показаны на рис. 2 только для наглядности. При выполнении практических расчетов на диаграмме их не показывают.

Теоретическое среднее индикаторное давление

где  - площадь диаграммы aczba на рис. 2.

Величина полученная планиметрированием индикаторной диаграммы, очень близка к величине  полученной в тепловом расчете.

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный (), то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах, принятых в расчете.  В связи с этим начало открытия впускного клапана (точка r') устанавливается за 18° до прихода поршня в в. м. т., а закрытие (точка а") - 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, угол опережения зажигания q принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения  В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r', а', а", с', f и b' по формуле для перемещения поршня:

 

Таблица 15

точек

ОХ,

мм

OB/OX

Политропа сжатия

Политропа расширения

мм

,

мм

,

мм

,

мм

1

10,4

8,5

19,04

32,4

1,62

14,55

129,5

6,47

 

 

 

 

 

(точкас)

 

 

(точка z)

2

11,0

8

17,52

29,8

1,49

13,48

120,0

6,00

3

12,6

7

14,57

24,8

1,24

11,41

101,5

5,08

4

17,7

5

9,173

15,6

0,78

7,490

66,7

3,34

5

22,1

4

6,747

11,5

0,58

5,666

50,4

2,52

6

29,5

3

4,539

7,7

0,385

3,953

35,2

1,76

7

44,2

2

2,597

4,4

0,22

2,380

21,2

1,06

8

58,9

1,5

1,748

3,0

0,15

1,661

14,8

0,74

9

88,4

1

1

1,7

0,085

1

8,9

0,445

 

 

 

 

 

(точкаа)

 

(точкаb)

 

 

где l - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины l производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается .

Расчеты ординат точек r', а', а", с', f и b' сведены в табл. 16.

Таблица 16

Обозначение

точек

Положение точек

Расстояние точек

от в.м.т. (АХ),

мм

r'

18° до в.м.т.

18

0,0655

2,6

а'

25° после в.м.т.

25

0,1223

4,8

а"

60° после н.м.т.

120

1,6069

62,5

с'

35° до в.м.т.

35

0,2313

9,0

f

30° до в.м.т.

30

0,1697

6,6

b'

55° до н.м.т.

125

1,6667

65,0

Положение точки с" определяется из выражения

Действительное давление сгорания

Нарастание давления от точки с" до zд составляет

  или

где 12° - положение точки zд по горизонтали (для упрощения дальнейших расчетов можно принять, что действительное максимальное давление сгорания  pzд достигается через -10° после в. м. т., т. е. при повороте коленчатого вала на 370°).

Соединяя плавными кривыми точки r с а', с' с с" и далее с  zд и кривой расширения, b' с b"  (точка b"  располагается обычно между точками b и a) и линией выпуска b" r' r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc" zд b' b" r.

Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

   n =    1000;       3200;      5600;        6000 об/мин;

GT  =   3,607;    10,864;   18,186;    19,125  кг/ч;

 Q0 =  44020;   132570;   221920;   233380 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:

n =    1000;      3200;      5600;      6000 об/мин;

Qe = 12 700;   42 770;   60 420;   60 140 Дж/с.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

где   -  коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчете принято ; i - число цилиндров; D - диаметр цилиндра, см; n - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;  -  показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при , , а на всех остальных скоростных режимах  - .

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200 об/мин   

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин

Теплота, унесенная с отработанными газами:

При n = 1000 об/мин  

где   -  теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 1 методом интерполяции при и

; -  теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 1 методом интерполяции при .

при n = 3200 об/мин   

где   -  теплоемкость остаточных газов(определена по табл. 1 методом интерполяции при и

;

при n = 5600 об/мин   

где   -  теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 1 методом интерполяции при и

;

при n = 6000 об/мин

где   -  теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 1 методом интерполяции при и

;

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

При n = 1000 об/мин  

при n = 3200 об/мин

при n = 5600 об/мин

при n = 6000 об/мин

Неучтенные потери теплоты

При n = 1000 об/мин 

 

при n = 3200 об/мин   

при n = 5600 об/мин   

при n = 6000 об/мин   

Составляющие теплового  баланса представлены в табл.17 и на рис. 4.

 

Таблица 17

 

Составляющие теплового баланса

 

Частота вращения двигателя об/мин

1000

3200

5600

6000

Q ,

Дж/с

q ,%

Q ,

Дж/с

q ,%

Q ,

Дж/с

q ,%

Q ,

Дж/с

q ,%

Теплота, эквивалентная эффективной работе

12700

28,9

42770

32,3

60420

27,2

60140

25,8

Теплота, передаваемая охлаждающей среде

10810

24,6

42050

31,7

60510

27,3

63280

27,1

Теплота, унесенная с отработанными газами

9610

21,8

38770

29,3

71060

32,0

74940

32,1

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива

8680

19,7

7470

5,6

12510

5,7

13150

5,6

Неучтенные потери теплоты

2220

5.0

1510

1,1

17420

7,8

21870

9,4

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом

44020

100

132570

100

221920

100

233380

100

 

                                                                                       3.2.       Тепловой расчет и тепловой баланс дизеля

Произвести расчет четырехтактного дизеля, предназначенного для грузового автомобиля. Дизель восьмицилиндровый (i = 8) с неразделенными камерами сгорания, объемным смесеобразованием, частотой вращения коленчатого вала при максимальной мощности п = 2600 об/мин и степенью сжатия e = 17. Расчет выполнить для двух вариантов двигателя: а) дизель без наддува с эффективной мощностью ; б) дизель с турбонаддувом  (центробежный компрессор с охлаждаемым корпусом и лопаточным диффузором и радиальная турбина с постоянным давлением перед турбиной).

 

Тепловой расчет

Топливо. В соответствии с ГОСТ 305-73 для рассчитываемого двигателя принимаем дизельное топливо (для работы в летних условиях — марки Л и для работы в зимних условиях — марки 3). Цетановое число топлива  - не менее 45.

Средний элементарный состав дизельного топлива

 Низшая теплота сгорания топлива

Параметры рабочего тела. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

Коэффициент избытка воздуха. Уменьшение коэффициента избытка воздуха a до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и, следовательно, повышает литровую мощность дизеля, но одновременно с этим значительно возрастает теплонапряженность двигателя, особенно деталей поршневой группы, увеличивается дымность выпускных газов.

Лучшие образцы современных дизелей без наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при  , а с наддувом при . В связи с этим можно принять: - для дизеля без наддува и - для дизеля с наддувом. Количество свежего заряда:

при

при

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания

при

при

Общее количество продуктов сгорания

при

при

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

 Атмосферные условия  и 

Давление окружающей среды для дизелей:

без наддува ;

с наддувом— по заданию.

Температура окружающей среды для дизелей:

без наддува

с наддувом

где nк - показатель политропы сжатия (для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом принят ).

Температура и давление остаточных газов. Достаточно высокое значение  дизеля без наддува снижает температуру и давление остаточных газов, а повышенная частота вращения коленчатого вала несколько увеличивает значения Тr и pr. При наддуве температурный режим двигателя повышается и увеличивает значения Тr и pr. Поэтому можно принять для дизелей:

без наддува 

с наддувом 

Процесс впуска. Температура подогрева свежего заряда. Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в дизеле без наддува может достигать , а при наддуве за счет уменьшения температурного перепада между деталями двигателя и температурой наддувочного воздуха величина подогрева сокращается. Поэтому принимаем для дизелей:

без наддува

с наддувом  

Плотность заряда на впуске

без наддува

с наддувом

Потери давления на впуске в двигателе:

без наддува

с наддувом

где   и  приняты в соответствии со скоростным режимом двигателей и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля с наддувом и без наддува.

 Давление в конце впуска

без наддува 

с наддувом 

Коэффициент остаточных газов

без наддува

с наддувом 

Температура в конце впуска

без наддуве

с наддувом

Коэффициент наполнения

без наддува

с  наддувом

Процесс сжатия. Средние показатели адиабаты и политропы сжатия. При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты, который определяется по номограмме (см. п. 3.1 рис. 4):

а) для дизеля без наддува при ;

б) для дизеля с наддувом при ;

  

Давление и температура в конце сжатия

  и  

без наддува    

с наддувом     

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха)

 ,

для дизеля с наддувом 

где

для дизеля без наддува  

где

б) остаточных газов (определяется по табл. 2 приложения методом интерполяции);

для дизеля без наддува при и

для дизеля с наддувом при  и

в) рабочей смеси

для дизеля без наддува

для дизеля с наддувом

Процесс сгорания. Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:

без наддува

с наддувом

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:

без наддува

с наддувом

Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:

без наддува

с наддувом

 

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:

без наддува

с наддувом

Коэффициент использования теплоты для современных дизелей с неразделенными камерами сгорания и хорошо организованным струйным смесеобразованием можно принять для двигателя без наддува , а при наддуве в связи с повышением теплонапряженности двигателя и созданием более благоприятных условий для протекания процесса сгорания - .

Степень повышения давления в дизеле, в основном, зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11—12 МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля без наддува , а с наддувом .

Температура в конце видимого процесса сгорания

для дизеля без наддува

или  откуда

для дизеля с наддувом

или  откуда

Максимальное давление сгорания для дизелей:

без наддува

с наддувом

Степень предварительного расширения для дизелей:

без наддува

с наддувом

Процесс расширения. Степень последующего расширения для дизелей:

без наддува

с наддувом

Средние показатели адиабаты и политропы расширения для дизелей выбираются следующим образом. На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения, с учетом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения, который определяется по номограмме (см. рис. 5б). Для дизелей:

без наддува и  а n2 принимаем равным 1,260;

с наддувом и  а n2   принимаем равным 1,267.

Давление и температура в конце расширения для дизелей:

без наддува

с наддувом

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов для дизелей:

без наддува

что допустимо;

с наддувом

что допустимо.

Индикаторные параметры рабочего цикла. Теоретическое среднее индикаторное давление

для дизеля без наддува

для дизеля с наддувом

Среднее индикаторное давление для дизелей:

без наддува

где коэффициент полноты диаграммы принят

с наддувом

Индикаторный к. п. д. для дизелей

без наддува

с наддувом

Индикаторный удельный расход топлива для дизелей:

без наддува

с наддувом

Эффективные показатели двигателя. Среднее давление механических потерь

где сп средняя скорость поршня, предварительно принятая .

 Среднее эффективное давление и механический к. п. д. для дизелей:

без наддува

с наддувом

Эффективный к. п. д. и эффективный удельный расход топлива для дизелей:

без наддува  

с наддувом  

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя

Рабочий объем одного цилиндра

Диаметр и ход поршня дизеля, как правило, выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра . Однако уменьшение для дизеля, так же как и для карбюраторного двигателя, снижает скорость поршня и повышает . В связи с этим целесообразно принять :

Окончательно принимается .

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:

,

что достаточно близко (ошибка < 2 %) к ранее принятому значению

для дизеля с наддувом

;

для дизеля без наддува

;

Построение индикаторной диаграммы дизеля с наддувом.

Масштабы диаграммы (см. рис. 3):

 масштаб хода поршня - ;

 масштаб давлений - .

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

 

Максимальная высота диаграммы (точки z' и z) и положение точки z по оси абсцисс

 

Ординаты характерных точек:

  

Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом (см. рис. 3):

а) для луча ОС принимаем угол ;

б) , 

в) используя лучи OD и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с;

г) , 

д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z;

Теоретическое среднее индикаторное давление

что очень близко к величине , полученной в тепловом расчете (F' — площадь диаграммы acz'zba).

Скругление индикаторной диаграммы. Учитывая достаточную быстроходность рассчитываемого дизеля и величину наддува, ориентировочно устанавливаются следующие фазы газораспределения: впуск— начало (точка r') за 25° до в. м. т. и окончание (точка а") - 60° после н. м. т.; выпуск - начало (точка b') за 60° до н. м. т. и окончание (точка а') - 25° после в. м. т.

С учетом быстроходности дизеля принимается угол опережения впрыска 20° (точка с') и продолжительность периода задержки воспламенения

 (точка f).

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b'', r',а'", с' и f по формуле для перемещения поршня (см. гл. VI):

где l - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины l производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы ориентировочно устанавливаем .

Расчеты ординат точек r', а', а", с', f и b' сведены в табл.18.

 

Положение точки с" определяется из выражения

Точка zд лежит на линии r'r ориентировочно вблизи точки r. Нарастание давления от точки с" до zд составляет

  или

где 10° - положение точки zд по оси абсцисс, град. Соединяя плавными

 

Таблица 18

Обозначение

точек

Положение точек

Расстояние точек

от в.м.т. (АХ),

мм

b'

60° до н.м.т.

120

1,601

64,0

r'

25° до в.м.т.

25

0,122

4,9

а'

25° после в.м.т.

25

0,122

4,9

а"

60° после н.м.т.

120

1,601

64,0

с'

20° до в.м.т.

20

0,076

3,0

f

(20-8°) до в.м.т.

12

0,038

1,5

 

кривыми точки r с а', с' с с" и далее с  zд и кривой расширения, b' с b"  (точка b"  располагается обычно между точками b и a) и далее с r' r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc" zд b' b" r.

 

Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом для дизелей:

без наддува

с наддувом

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с, для дизелей:

без наддува

с наддувом

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, для дизелей:

без наддува

с наддувом

где   -  коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей.; i - число цилиндров; D - диаметр цилиндра, см; n - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;  -  показатель степени (для четырехтактных двигателей).

Теплота, унесенная с отработавшими газами (в дизеле с наддувом часть теплоты отработавших газов используется в газовой турбине),

для дизеля без наддува

где  - определено по табл. 2  приложения методом интерполяции

при и ; 

; - определено по табл. 3  приложения (графа «Воздух») при ;

для дизеля с наддувом

где  - определено по табл. 2  приложения методом интерполяции

 при и ;  ; - определено по табл. 3  приложения (графа «Воздух») при .

Неучтенные потери теплоты

для дизеля без наддува

для дизеля с наддувом

Составляющие теплового  баланса представлены в табл.19.

 

 

Таблица 19

Составляющие теплового  баланса

Дизель без наддува

Дизель с наддувом

Q ,

Дж/с

q ,%

Q ,

Дж/с

q ,%

Теплота, эквивалентная эффективной работе

175900

35,1

233000

38,6

Теплота, передаваемая охлаждающей среде

178460

35,6

184520

30,5

Теплота, унесенная с отработанными газами

136150

27,1

164770

27,3

Неучтенные потери теп­лоты

11340

2,2

22010

3,6

Общее количество теп­лоты, введенной в двига­тель с топливом

501850

100

604300

100

 


4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ

Целью данного этапа работы является определение действующих на элементы кривошипно-шатунного механизма сил и моментов, знание которых необходимо для расчета на прочность и износостойкость деталей проектируемого двигателя и расчета подшипников коленчатого вала.

В результате выполнения данной работы должны быть представлены следующие графические материалы:

·        развернутые по углу поворота коленчатого вала диаграммы:

·        силы давления газов Рг, силы инерции Pj, суммарной силы PS =Pг +Pj, боковой силы N , тангенциальной силы Т и нормальной К;

·        полярная диаграмма сил Rшш , действующих на шатунную шейку коленчатого вала, и диаграмма этих сил, развернутая по углу поворота;

·        диаграмма износа шатунной шейки;

·        диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента от всех цилиндров двигателя.

·        полярные и развернутые по углу поворота коленчатого вала диаграммы сил Rкш, действующих на коренные шейки;

·        диаграммы набегающих крутящих моментов на коренные и на шатунные шейки коленчатого вала.

·        Графический материал должен выполняться на листах миллиметровой бумаги формата А1.

·        Расположение диаграмм на первом листе показано на рис. 6.

Пояснительная записка в разделе динамического расчета должна содержать:

Исходные данные и все расчеты, связанные с исследованием динамики двигателя: принятые значения конструктивных масс поршневой группы m'п, шатуна mш и неуравновешенной части кривошипа mк, принятое при разноске масс шатуна отношение lкш/lш; определение масс mj, mшк, mr выбор масштаба давлений mp (МПа/мм), определение масштаба сил mр = mp·Fп (MН/мм) и масштаба крутящего момента mм = mp·Fп·r·106 (Нм/мм), определение полюсных расстояний ВПшш и Пшш Пкш;

результаты определения площади диаграммы суммарного крутящего момента и нахождение (Мкр)ср,

результаты проверки (Мкp)ср по тепловому и динамическому расчетам.

Ниже излагаются последовательность и объем выполняемой работы, а также требования, которым должны удовлетворять графики и чертежи.

 

Рис.6 Размещение графиков на листе

4.1. Индикаторная диаграмма

 

Индикаторная диаграмма является исходной для построения развернутой по углу поворота коленчатого вала диаграммы сил давления газов.

Для ее построения можно рекомендовать следующие масштабы:

а) по оси ординат (масштаб давлений)

mр = 0,025 МПа/мм    при Рz < 5,0 МПа,

mр =  0,04 - " -    при Pz, от 5,0 до 8,0 МПа,

mр = 0,05  - " -     при Pz> 8,0 МПа;

б) по оси абсцисс (масштаб хода поршня)

ms = 1,0 мм хода/мм    при S > 80 мм,

ms = 0,5 - " -   при S <80мм.

Рядом с индикаторной диаграммой необходимо начертить диаграмму фаз газораспределения и нанести на индикаторную диаграмму точки А1, А2, В1, В2, соответствующие моментам открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов. Необходимо также обозначить угол опережения зажигания (подачи топлива для дизелей) и в соответствии с принятыми фазами и углом опережения скруглить индикаторную диаграмму. Фазы газораспределения ряда автотракторных двигателей приведены в приложении Таблица 6.

 

4.2..Диаграмма сил давления газов Рг, развернутая по углу поворота коленчатого вала

 

Эта диаграмма представляет собой график избыточных давлений газов на поршень. Она (как и все последующие) строится в том же масштабе, что и индикаторная диаграмма.

Для построения развернутой диаграммы Рг на индикаторной диаграмме находят ординаты, соответствующие различным положениям коленчатого вала, от 0° до 720°, через каждые 30°. В интервале от 360° до 390° ординаты определяются через 10°.

Связь между углом поворота коленчатого вала и перемещением поршня удобнее всего определять графически с учетом поправки на конечную длину шатуна (поправка Брикса). Для этого под индикаторной диаграммой из точки 0 (см. рис. 6) радиусом S/2 ms проводят полуокружность. Затем от центра полуокружности в сторону НМТ откладывают отрезок ОО1, равный r l/2 ms. Значения l современных отечественных автотракторных двигателей приведены в приложении 2. Полуокружность из центра О1 делят лучами с интервалом 30°. Из точек, полученных на полуокружности, проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Отрезки их от оси абсцисс до соответствующей линии индикаторной диаграммы отображают абсолютное давление газов в цилиндре для данного положения коленчатого вала.

Справа от индикаторной диаграммы (рис. 6) строится координатная сетка сразу для всех сил, которые должны быть развернуты в координаты Р - j.

Масштаб по оси абсцисс mj рекомендуется принимать равным 2 град/мм.

Следовательно, ось абсцисс делится на 24 части по 15 мм и через эти точки проводят вертикальные линии.

Ось абсцисс cледует проводить на уровне линии атмосферного давления (P0) индикаторной диаграммы, так как развернутая диаграмма должна представлять собой избыточное давление газов (Pг). Избыточное давление газов, начиная с ВМТ такта впуска, переносится с индикаторной диаграммы на соответствующие вертикали.

Максимальная величина избыточного давления Рг max = Pz - Pо откладывается на дополнительной вертикали между 12 - 13 точками. Положение ее определяется следующим образом: точка z' индикаторной диаграммы проектируется на полуокружность, проекция точки соединяется с центром О1, определяется угол jz, правее 12-й вертикали откладывается отрезок, соответствующий jz, и проводится вертикаль 12'.

Полученные точки диаграммы Pг соединяются плавной сплошной линией.

 

4.3. Диаграмма удельных сил инерции Pj возвратно-поступательно движущихся масс кривошипного механизма

 

Сила инерции возвратно - поступательно движущихся деталей, отнесенная к площади пораня, равна

где в принятом масштабе

Значения конструктивных масс mп, mш а также отношений lшк/lш определяются на основании статистических данных (см. табл. 20 и приложение 2).

Таблица 20

 

 

Параметры

Карбюраторные двигатели

Дизели

 

n < 4500 мин-1

 

n > 4500 мин-1

Автомобильные

Тракторные

n <3000 мин-1

n>4000 мин-1

Конструктивная масса поршневой группы т’п, кг/м2

 

 

(1,2 ... 1,3)Д*

 

 

(I,3 ... 1,4)Д

 

 

(2,0 ... 2,2)Д

 

 

(1,7 ... 1,9)Д

 

 

(2,2 ...2,4)Д

Конструктивная масса шатуна т'ш, кг/м2

 

(1,5 ... 1,6)Д

 

(1,9 ... 2,2)Д

 

(2,3 ... 2,5)Д

 

(1,8 ... 2,1)Д

 

(2,5... 2,8)Д

Одноряд­ные

 

0,26 ... 0,28

 

0,26 ... 0,28

 

0,26 ... 0,30

 

 

0,22 ... 0,23

 

0,26 ... 0,30

V-образные

 

0,28 ... 0,30

 

0,28 ... 0,30

 

0,30 ... 0,34

 

0,30 ... 0,34

*Д - диаметр цилиндра в мм.

При выборе конструктивной массы поршневой группы следует иметь в виду, что меньшие значения относятся к двигателям с меньшим максимальным давлением цикла к большей частотой вращения.

Конструктивная масса шатуна зависит от отношения S/D. При отношении S/D < 1 ее надо принимать ближе к нижнему пределу.

 

4.4. Диаграмма суммарной силы Рг действующей на поршень.

 

Ординаты этой силы получают сложением ординат силы Рг и силы Рj. Форма ее в конце такта сжатия зависит от соотношения между ординатам Рг и Рj. С увеличением силы Рj кривая РS сильнее прогибается вниз и два раза пересекает ось абсцисс между 9 и 10 точками и вблизи ВМТ, причем последняя точка пересечения может располагаться как слева, так и справа от ВМТ. При малых значениях силы Рj и больших давлениях газов в конце такта сжатия суммарная сила может и не пересекать ось абсцисс на этом участке.

Обводить кривую РS рекомендуется сплошной линией, более жирной, чем кривая Рг.

 

4.5. Диаграммы сил N , K и T

 

Аналитические выражения названных сил следующие:

; ; ,

где j - угол поворота кривошипа;

b - угол отклонения шатуна.

Очевидно, при вращении коленчатого вала величина и направление указанных сил будут изменяться.

Определение величин и знаков сил Pj, РS, N, K и T может производиться графически или аналитически с использованием таблиц тригонометрических функций, приведенных в приложении 3. Результаты расчетов целесообразно вносить в табл. 21, форма которой следующая.

Таблица 21

№ точки

j,°

п.к.в.

 

Pг

cosj+

lcos2j

 

Pj

 

PS

 

tgb

 

N

 

 

T

0

0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

23

690

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Если все результаты расчетов получены в мм, то для перевода в размерность давлений или сил их необходимо соответственно умножить на масштаб давлений mр (МПа/мм) или сил mр= mp Fn (MН/мм).

По данным табл. 2 строятся графики всех сил (см. рис. 6). При построении графиков необходимо обращать внимание на следующее:

а). при l < 0,25 кривая Pj вблизи НМТ (точки 6 и 18) будет выпуклой; при l = 0,25 - прямой и при l > 0,25 -вогнутой;

б) в точках, где РS = 0, остальные силы такие должны равняться кулю. Поэтому необходимо спроектировать эти точки на оси абсцисс сил N, K и T и кривые указанных сил проводить через эти точки;

в) сила К обращается в нуль и при положении кривошипа j + b = 90°. Для правильного построения диаграммы силы K необходимо провести вертикальные штриховые линии из точек пересечения с осью абсцисс диаграммы сил инерции Рj, (так как при j + b = 90° pj = 0);

г) кривые сил Т и N пересекают ось абсцисс и изменяют знак во всех мертвых точках (точки 0, 6, 12, 18) и в точках, в которых сила РS равна нулю. Следует также иметь в виду, что характер протекания и знак сил Т и N одинаковы.

Выполнение динамического расчета может быть значительно ускорено, если воспользоваться ЭВМ.

 

4.6. Полярная диаграмма силы Rшш, действующей на шатунную шейку коленчатого вала

 

Полярная диаграмма показывает величину и направление силы Rшш. Она представляет собой геометрическую сумму силы S, действующей вдоль оси шатуна, и силы Krш (центробежной силы, создаваемой массой mшк, направленной по радиусу кривошипа.

Полярная диаграмма строится в такой последовательности: Проводятся оси координат.

По горизонтальной откладываются силы Т: вправо положительные, влево - отрицательные; по вертикальной оси - силы К, вниз положительные, а вверх - отрицательные. Пользуясь данными табл. 2, откладываем по осям значения Т и К, восстанавливаем перпендикуляры к концам Т и К и находим точки пересечения для всех положений кривошипа. Последовательно соединяя все точки, получаем полярную диаграмму силы S, действующей по шатуну с полюсом В.

Для учета центробежной силы Krш, равной mшк r w2 106 мм, достаточно сместить полюс диаграммы из точки В в точку Пшш на расстояние

 мм.

Расстояние от нового полюса Пшш до любой точки диаграммы равно геометрической сумме векторов Krш и S.

Для большей наглядности в полюсе Пшш изображается шатунная шейка и часть щеки (рис. 6).

Для определения сил, действующих на шатунный подшипник, эта диаграмма додана быть развернута по углу поворота коленчатого вала. На рис. 6 это график Rшш = f(j°пкв).

 

4.7. Диаграмма износа шатунной шейки

 

Диаграмма износа строится с целью определения зоны, в которой следует располагать канал подвода масла к шатунному подшипнику.

Построение этой диаграммы основывается на предположении, что износ шейки пропорционален величине вектора силы Rшш и распространяется на дугу протяженностью 120°, расположенную симметрично относительно точки приложения этого вектора (рис. 7).

Рис. 7. Построение диаграммы износа

 

Сначала строится вспомогательная окружность произвольного радиуса r0 (обычно 60 ... 70мм), на которую наносятся, кольцевые секторы, характеризующие износ шейки от каждого вектора Rшш, за исключением промежуточного вектора Rшш 12 - 13.

Вправо и влево от точки приложения вектора Rшш откладывается секторы протяженностью по 60°, которые заштриховываются или зачерняются. Толщина сектора определяется умножением силы на масштаб, который следует принимать равным 0,05 - 0,1. Для получения фактической диаграммы износа проводится еще одна окружность произвольного радиуса, изображающая шатунную шейку; она, как и вспомогательная окружность, разбивается на 12 частей, и по каждому из 12 лучей в произвольном масштабе откладывается суммарная ширина зачерненных на вспомогательной диаграмме секторов (рис. 6).

Масло следует подводить в зону наименьшего износа. На диаграмме необходимо показать осевой линией направление маслоподводящего канала под углом j' к вертикали.

 

4.8. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента  от всех цилиндров двигателя

 

Величина суммарного крутящего момента МкрS  от всех цилиндров получается графическим сложением моментов от каждого цилиндра, одновременно действующих на коленчатый вал при данном значения угла j.

Диаграмма суммарного момента строится слева от диаграммы сил К и Т (рис. I). Протяженность оси абсцисс зависит от углового интервала рабочих ходов двигателя и равна ,

где i - число цилиндров. Вертикальные линии проводятся через интервалы, как и на диаграмме Т, и нумеруются.

Так как Мкр = T r, то, очевидно, что диаграмма Т = f(j) в масштабе момента mM м является диаграммой Mкp= f(j), поэтому последовательность построения графика MкpS может быть рекомендована следующей:

а) 4-цилиндровый двигатель. Чередование вспышек равномерное - через 180°, поэтому протяженность оси абсцисс кривой равна 90 мм. На ней 7 вертикалей. На нулевую вертикаль надо нанести результирующую суммирования с учетом знака ординат 0+6+12+18 точек диаграммы Т = f(j), на первую вертикаль - результирующую ординат 1+3+I3+I9 точек и т.д. Полученные на вертикалях точки надо соединить плавной кривой, которая в соответствующем масштабе и будет диаграммой MкpS для 4-цилиндрового двигателя;

б) 6-цилиндровый двигатель. В данном случае интервал между вспышками 120°, поэтому ось абсцисс равна 60 мм, и через нее проводится 5 вертикалей. На нулевую вертикаль наносится результирующая суммирования 0+4+8+I2+I6+20 точек, на первую - 1+5+9+I3+17+21 точек и т.д.;

в) 8-цилиндровый двигатель. Рядный и V-образный с равномерным чередованием вспышек через 90°. Ось абсцисс равна 45 мм с четырьмя вертикалями. На нулевую вертикаль надо нанести результирующую суммирования ординат 0+3+6+9+12+15+18+2l точек, на первую - 1+4+7+10+13+16+19+22 точек, и т.д.

Сложение ординат удобно выполнять с помощью измерителя.

Для учета максимальной силы в интервале точек 12-13 необходимо провести дополнительные ординаты посередине каждого интервала, нумеруя их цифрами 0’, 1’, 2’, 3’ и т.д. Суммирование надо производить и по дополнительным ординатам.

Обводя кривые MкpS, необходимо проследить за тем, чтобы наклон кривой у левой и правой вертикалей был одинаков, так как эта кривая должна продолжаться без изломов.

В качестве примера на рис. 6 приведены диаграммы MкpS для 4-, 6-, 8-цилиндрового двигателя.

После построения диаграмм MкpS необходимо проверить их правильность. Для этого определяется средняя величина суммарного крутящего момента (Мкр)ср по диаграмме и сравнивается с расчетной величиной среднего крутящего момента. Разница между ними не должна превышать 5%.

Определение (Мкр)ср по диаграмме производится в следующем порядке: определяется результирующая положительная площадь и делится на расстояние между крайними ординатами. Очевидно, что высота h равновеликого по площади прямоугольника будет в масштабе диаграммы ординатой среднего крутящего момента.

(Мкр)ср = h mM, Нм.

где mM - масштаб момента.

Расчетное значение момента определяется через мощность двигателя

, Нм,

где hм - механический к.п.д.

После построения всех графиков и диаграмм необходимо на первом листе (см. рис. 6) привести схему действующих сил с правилом знаков и указать все принятые масштабы.

В правом нижнем углу листа вычертить штамп в соответствии с требованиями ЕСКД.

Заключительным этапом динамического расчета должен быть анализ уравновешенности двигателя и определение максимальных значений неуравновешенных сил и моментов.

 

4.9. Полярная диаграмма сил Rкш, действующих на коренные шейки коленчатого вала

 

Для получения полярной диаграммы нагрузок на первую и последнюю коренные шейки коленчатого вала с целью использования ее для расчета шатунной шейки на прочность и расчета коренного подшипника необходимо знать центробежную силу  МН от неуравновешенной части кривошипа.

Для учета этой силы надо сместить полюс диаграммы из точки Пшш в точку Пкш на расстояние

, мм,

где mк - конструктивная масса неуравновешенной части кривошипа.

Для коленчатых валов без учета противовесов значения конструктивных масс mк приведены в табл. 22.

Таблица 22

 

Материал вала

 

 

Двигатели

Карбюраторные

Дизели

Стальной штампованный вал mк, кг/м2

 

200 ... 300

 

250 ... 350

Чугунный литой вал mк, кг/м2

 

100...200

 

150 ... 300

 

В полюсе Пкш изображают коренную шейку вала и заканчивают очертания кривошипа.

Построение полярных диаграмм на промежуточные коренные шейки производится графическим суммированием векторов полярных диаграмм, действующих на шатунные шейки соседних кривошипов и ориентированных относительно полюса Пкш с учетом порядка работы цилиндров.

Например, у 6-пдлиндрового четырехтактного однорядного двигателя с чередованием вспышек 1-5-3-6-2-4 при построении диаграммы Rкш2 на вторую коренную шейку необходимо нанести в тонких линиях полярные диаграммы нагрузок на 1-ю и на 2-ю шатунные шейки, ориентированные относительно своих кривошипов, и затем геометрически сложить векторы в точке 0 первой диаграммы с точкой 8 второй, так как второй цилиндр отстает по фазе рабочего цикла на 480°. Затем последовательно складывать векторы 1+9, 2+10, 3+11 и т. д. После этого обвести все точки. Каждый из полученных результирующих векторов представляет собой удвоенную силу, действующую на коренную шейку при данном угле поворота вала.

Для определения величины силы в каждой точке диаграммы необходимо значение вектора в мм умножить на масштаб, в два раза меньший масштаба диаграммы на шатунные шейки.

В случае V-образного двигателя сначала строится полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку графическим сложением векторов полярной диаграммы одного цилиндра с учетом сдвига по фазе рабочего цикла в левом и правом цилиндрах.

Для 8-цилиндрового V-образного двигателя с равномерным чередованием рабочих ходов в порядке 1-5-4-2-6-3-7-8 необходимо геометрически суммировать относительно полюса Пшш векторы полярной диаграммы Rшш точек 0+21, 1+22, 2+23 и т.д., так как правый цилиндр по фазе рабочего цикла отстает от левого на 90° (рис. 8).

Данная полярная диаграмма для этих двигателей является условной и используется только для расчета шатунной шейки на прочность и построения диаграмм нагрузок на коренные шейки. При этом, так же как и в случае однорядного двигателя, надо сместить полюс из точки Пшш в точку Пкш на расстояние

, мм;

значение mк берут из табл. 22.

Рис. 8.Построение диаграммы реакции на шатунную шейку.

 

Построение диаграмм износа шатунной шейки и расчет шатунного подшипника V-образных двигателей с последовательным расположением шатунов следует производить  по полярной диаграмме нагрузок на шатунную шейку от одного цилиндра.

Полярную диаграмму нагрузок на промежуточные коренные шейки V -образного двигателя надо строить также с учетом формы вала и чередования вспышек. В этом случае относительно полюса Пкш каждого кривошипа надо нанести в тонких линиях суммарную диаграмму от левого и правого цилиндров и затем геометрически сложить векторы.

Рис. 9. Построение диаграммы реакции на коренную шейку (пример V-образного 8-цилиндрового двигателя).

 

В качестве примера на рис. 9 показана полярная диаграмма нагрузок на вторую коренную шейку 8-цилиндрового V –образного двигателя, при построении которой просуммированы векторы точек 0+15, 1+16, 2+17 и т.д.

Для расчета коренных подшипников надо каждую полярную диаграмму развернуть в координаты Rкш -j.На развернутых диаграммах необходимо нанести Rкш cp, R’кш cp и Rкш max.

При построении диаграмм износа коренных шеек следует помнить, что реакция со стороны коренного подшипника направлена от точки полярной диаграммы к полюсу Пкш.

 


 

Подпись: ПРИЛОЖЕНИЕ
Таблица 1


Подпись: Таблица 2


Таблица 3

t, °C

Средняя мольная теплоемкость сv отдельных газов при постоянном объеме, кДж/(кмоль-град)

Воздух

O2

N2

H2

СО

СО2

H2O

0

20,759

20,960

20,705

20,303

20,809

27,546

25,185

100

20,839

21,224

20,734

20,621

20,864

29,799

25,428

200

20,985

21,617

20,801

20,759

20,989

31,746

25.804

300

21,207

22,086

20,973

20,809

21,203

33,442

26,261

400

21,475

22,564

21,186

20,872

21,475

34,936

26,776

500

21,781

23,020

21,450

20,935

21,785

36,259

27,316

600

22,091

23,447

21,731

21,002

22,112

37,440

27,881

700

22,409

23,837

22,028

21,094

22,438

38,499

28,476

800

22,714

24,188

22,321

21,203

22,756

39,450

29,079

900

23.008

24,511

22,610

21,333

23,062

40,304

29,694

1000

23,284

24,804

22,882

21,475

23,351

41,079

30,306

1100

23,548

25,072

23,142

21,630

23,623

41,786

30,913

1200

23,795

25,319

23,393

21,793

23,878

42,427

31,511

1300

24,029

25,549

23,627

21,973

24,113

43,009

32,093

1400

24,251

25,763

23,849

22,153

24,339

43,545

32,663

1500

24,460

25,968

24,059

22,333

24,544

44,035

33.211

1600

24,653

26,160

24,251

22,518

24,737

44,487

33,743

1700

24,837

26,345

24,435

22,698

24,917

44,906

34,262

1800

25,005

26,520

24,603

22,878

25,089

45,291

34,756

1900

25,168

26,692

24,766

23,058

25,248

45,647

35,225

2000

25,327

26,855

24,917

23,234

25,394

45,977

35,682

2100

25.474

27,015

25,063

23,410

25,537

46,283

36,121

2200

25,612

27,169

25,202

23,577

25,666

46,568

36,540

2300

25,746

27,320

25,327

23,744

25,792

46,832

36,942

2400

25,871

27,471

25,449

23,908

25,909

47,079

37,331

2500

25,993

27,613

25,562

24,071

26,022

47,305

37,704

2600*

26,120

27,753

25,672

24,234

26,120

47,515

38,060

2700*

26,250

27,890

25,780

24,395

26,212

47,710

38,395

2800*

26,370

28,020

25,885

24,550

26,300

47,890

38,705

* Теплоемкость при 2600, 2700 и 2800°С подсчитана методом интерполяции.


Подпись: Таблица 4

Подпись: Таблица 5


Таблица 6

Двигатели

впускной клапан

выпускной клапан

открытие до ВМТ(°п.к.в.)

закрытие после НМТ(°п.к.в.)

открытие до ВМТ(°п.к.в.)

закрытие после НМТ(°п.к.в.)

Мемз - 966

10

46

46

10

Газ - 21

24

64

50

22

Газ – 24 - 10

24

64

50

22

ЗМЗ – 53

24

64

50

22

АЗЛК – 408

21

55

57

19

АЗЛК – 412

27

65

75

18

ВАЗ - 2103

12

40

42

10

зил – 130

31

83

67

47

Д-37

16

40

40

16

ЯМЗ-236(238, 240)

20

46

66

20

СМД – 7(14)

10

46

56

10

Д – 6(12)

20

48

48

20

А – 41(01м)

20

50

50

20

КамАЗ – 740

10

46

66

10

Зил – 645

20

52

66

22

ВАЗ – 341

3

52

26

16

Рено – 8140

8

48

48

8

 

 

 

 

Вернуться на главную