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 N_e , 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 (p_e , N_л), экономические (g_e , h_e) и конструктивные (D, S, V_h) 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 N_e 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 с_п является критерием быстроходности двигателя. В зависимости от значения с_п двигатели подразделяют на тихоходные (с_п < 6,5 м/с) и быстроходные (с_п > 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 с_п 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 С_n ,Н_m и О_r - 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 Н_u (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 (Н_u в МДж/м³)

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

Примерные значения низшей теплоты сгорания Н_u 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 DH_u , недовыделяющейся при сгорании 1 кг топлива,

DH_u = 119,95(1 - a)L₀.

Коэффициент, учитывающий количество теплоты недовыделившейся при неполном сгорании,

.

Пользуясь табл. 6 определяем низшую теплопроводную способность Н_u и молекулярную массу топлива m_T.

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

- для жидких топлив:

, ,

проверка: ;

- для газообразных топлив:

,

где m_в - молекулярная масса 1 кмоля воздуха, m_в = 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 p_к и температуре T_к воздуха на выходе из компрессора.

В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления p_к 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 n_к - 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 ; DT_N и n_N - 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 V_c 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 p_r (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 p_r принимаются для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала. Давление остаточных газов заметно снижается с уменьшением частоты вращения коленчатого вала.

При необходимости определения p_r 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 T_r (°К) принимается в зависимости от типа двигателя (табл. 8).

При установлении величины T_r 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 p_в (МПа) и температуры T_в (°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-4I2А	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 гор.см/кг топл.); m_T - молекулярная масса паров топлива, кг/кмоль (см.табл. 6).

Величиной 1/m_T(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 Dp_a 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; x_вп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому сечению; w_вп - средняя скорость заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах); r_к и r₀ - плотность заряда на впуске соответственно при наддуве и без него (p_к = p₀ и r_к = 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 Dp_a 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 Dp_a. Это объясняется снижением гидравлических сопротивлений благодаря отсутствию карбюратора и более упрощенной впускной системе. Плотность заряда (кг/м³) на впуске

или , (3)

где R_в - удельная газовая постоянная воздуха:

- универсальная газовая постоянная.

Коэффициент остаточных газов g_r характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания. С увеличением g_r 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; j_оч и j_доз - соответственно коэффициенты очистки и дозарядки.

При определении g_r 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 j_доз можно получить, приняв прямую линейную зависимость j_доз от скоростного режима.

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

Величина g_r 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 T_a 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 T_a 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 G_д , V_д , М_д - 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 p_к и Т_к ), 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 h_v 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 p_с и T_с 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 DH_u - 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 t_z

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

где t_o - температура, равная 0°С; t_z - 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 x_z - коэффициент использования теплоты, который изменяется с изменением скоростного режима работы двигателя.

При изменении частоты вращения коленчатого вала коэффициент x_z 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 x_z 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 p_я (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 p_b и температуры T_b 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 j_п - коэффициент полноты диаграммы (для карбюраторных двигателей , для дизелей ).

При работе на полной нагрузке величина p_i (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 N_i - работа, совершаемая газами внутри цилиндров в единицу времени. Для многоцилиндрового двигателя (кВт)

,

где p_i - среднее индикаторное давление, МПа; V_h - 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 r_к - плотность заряда при впуске, определяемая из уравнения (3), кг/м³; P_i выражено в МПа; - в кг/кг топл.; H_u - 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 g_i топлива на номинальном режиме, г/(кВт.ч):

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

;

Для двигателей с механическим наддувом (МПа)

,

где p_н - потери давления на привод нагнетателя.

Значения среднего эффективного давления p_е (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 h_м уменьшается. При снижении нагрузки в карбюраторном двигателе значительно возрастает p_м из-за увеличения потерь на газообмен.

По опытным данным механический КПД h_м 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 N_e - это полезная работа, получаемая на валу двигателя в единицу времени. Величина N_e (кВт) может быть определена по индикаторной мощности через механический КПД

.

Связь между эффективной мощностью и основными параметрами двигателя выражается зависимостью

.

5. Эффективный КПД h_д и эффективный удельный расход топлива g_e 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 L_e - теплота, эквивалентная эффективной работе, МДж/кг топл., Н_u - 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 h_e 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 N_e – выражена в кВт; p_e – 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 с_п. 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 m_s , 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 m_p, 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 V_c и V_a по уравнению политропы а между V_z и V_в по уравнению политропы . Для политропы сжатия , откуда

где p_x , V_x - давление и объем в искомой точке процесса сжатия.

Отношение V_a/V_x изменяется в пределах 1…e.

Аналогично для политропы расширения

.

Для карбюраторных двигателей отношение V_в /V_x 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; M_p- 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¢¢z_дв¢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¢¢z_д 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 S_x. Эта связь устанавливается на основании выбора длины шатуна L_ш и отношения радиуса кривошипа R к длине шатуна l_ш = R/L_ш.

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

где F - площадь диаграммы ас¢c¢¢z_дв¢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 N_e = 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 n_min = 600 … 1000 об/мин, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

2) режим максимального крутящего момента при n_M = (0,4—0,6)n_N;

3) режим максимальной (номинальной) мощности при n_M;

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

С учетом приведенных рекомендаций и задания (n_M = 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 m_Т =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

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;

Т_r = 900; 1000; 1060; 1070 К.

Давление остаточных газов p_r 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;

p_r = 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;

A_T = 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;

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

Коэффициент остаточных газов. При определении g_r 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 (n_min = 1000 об/мин) возможен обратный выброс свежего заряда в пределах 5%, т.е. . На остальных режимах значения j_доз можно получить, приняв прямую линейную зависимость j_доз 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 Т_а 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 Т_а. 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;

Т_а = 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;

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

n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин;

x_z = 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 T_z.

Определение k₂ по номограммам производится следующим образом: по имеющимся значениям e (или d для дизеля) и Т_z 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;

Т_z = 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;

p_i = 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

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;

V_п.ср= 2,6; 8,32; 14,56; 15,6 м/с;

p_м = 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;

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

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

h_m = 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;

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

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

g_e = 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;

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

N_e = 12,70; 42,77; 60,42; 60,14 кВт;

M_e = 121,3; 127,7; 103,1; 95,8 Н.м;

G_T = 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 z_д составляет

или

где 12° - положение точки z_д по горизонтали (для упрощения дальнейших расчетов можно принять, что действительное максимальное давление сгорания pz_д 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 z_д 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" z_д b' b" r.

Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин;

G_T = 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;

Q_e = 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 n_к - 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 Т_r и p_r. При наддуве температурный режим двигателя повышается и увеличивает значения Т_r и p_r. 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 с_п 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',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 z_д лежит на линии r'r ориентировочно вблизи точки r. Нарастание давления от точки с" до z_д составляет

или

где 10° - положение точки z_д 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 z_д 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" z_д 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 Р_г, силы инерции P_j, суммарной силы P_S =P_г +P_j, боковой силы N , тангенциальной силы Т и нормальной К;

· полярная диаграмма сил R_шш , 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 R_кш, 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 m’_ш и неуравновешенной части кривошипа m’_к, принятое при разноске масс шатуна отношение l_кш/l_ш; определение масс m’_j, m’_шк, m’_r выбор масштаба давлений m_p (МПа/мм), определение масштаба сил m_р = m_p·F_п (MН/мм) и масштаба крутящего момента m_м = m_p·F_п·r·10⁶ (Нм/мм), определение полюсных расстояний ВП_шш и П_шш П_кш;

результаты определения площади диаграммы суммарного крутящего момента и нахождение (М_кр)_ср,

результаты проверки (М_кp)_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)

m_р = 0,025 МПа/мм при Р_z < 5,0 МПа,

m_р = 0,04 - " - при P_z, от 5,0 до 8,0 МПа,

m_р = 0,05 - " - при P_z> 8,0 МПа;

б) по оси абсцисс (масштаб хода поршня)

m_s = 1,0 мм хода/мм при S > 80 мм,

m_s = 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 Р_г, 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 Р_г 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 m_s проводят полуокружность. Затем от центра полуокружности в сторону НМТ откладывают отрезок ОО₁, равный r l/2 m_s. 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 m_j 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 (P_г). Избыточное давление газов, начиная с ВМТ такта впуска, переносится с индикаторной диаграммы на соответствующие вертикали.

Максимальная величина избыточного давления Р_{г max} = P_z - P_о 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 j_z’, правее 12-й вертикали откладывается отрезок, соответствующий jz’, и проводится вертикаль 12^'.

Полученные точки диаграммы P_г соединяются плавной сплошной линией.

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

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

где в принятом масштабе

Значения конструктивных масс m’_п, m’_ш а также отношений l_шк/l_ш 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/м^2		(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/м^2		(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 Р_г действующей на поршень.

Ординаты этой силы получают сложением ординат силы Р_г и силы Р_j. Форма ее в конце такта сжатия зависит от соотношения между ординатам Р_г и Р_j. С увеличением силы Р_j кривая Р_S 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 Р_j и больших давлениях газов в конце такта сжатия суммарная сила может и не пересекать ось абсцисс на этом участке.

Обводить кривую Р_S рекомендуется сплошной линией, более жирной, чем кривая Р_г.

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 P_j, Р_S, 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 m_р (МПа/мм) или сил m_р= m_p F_n (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 P_j вблизи НМТ (точки 6 и 18) будет выпуклой; при l = 0,25 - прямой и при l > 0,25 -вогнутой;

б) в точках, где Р_S = 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 Р_j, (так как при j + b = 90° p_j = 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 Р_S 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 R_шш, действующей на шатунную шейку коленчатого вала

Полярная диаграмма показывает величину и направление силы R_шш. Она представляет собой геометрическую сумму силы S, действующей вдоль оси шатуна, и силы K_rш (центробежной силы, создаваемой массой m_шк, 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 K_rш, равной m_шк r w² 10⁶ мм, достаточно сместить полюс диаграммы из точки В в точку П_шш на расстояние

мм.

Расстояние от нового полюса П_шш до любой точки диаграммы равно геометрической сумме векторов K_rш и S.

Для большей наглядности в полюсе П_шш 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 R_шш = 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 R_шш 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 R_шш, за исключением промежуточного вектора R_шш 12 - 13.

Вправо и влево от точки приложения вектора R_шш 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 М_крS 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 М_кр = T r, то, очевидно, что диаграмма Т = f(j) в масштабе момента m_M м является диаграммой Mкp= f(j), поэтому последовательность построения графика M_кpS 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 M_кpS 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 M_кpS, 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 M_кpS для 4-, 6-, 8-цилиндрового двигателя.

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

Определение (М_кр)_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.

(М_кр)_ср = h m_M, Нм.

где m_M - масштаб момента.

Расчетное значение момента определяется через мощность двигателя

, Нм,

где h_м - 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 R_кш, 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 П_шш в точку П_кш на расстояние

, мм,

где m’_к - конструктивная масса неуравновешенной части кривошипа.

Для коленчатых валов без учета противовесов значения конструктивных масс m’_к приведены в табл. 22.

Таблица 22

Материал вала
	Двигатели
	Карбюраторные	Дизели
Стальной штампованный вал m’к, кг/м^2	200 ... 300	250 ... 350
Чугунный литой вал m’к, кг/м^2	100...200	150 ... 300

В полюсе П_кш 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 П_кш с учетом порядка работы цилиндров.

Например, у 6-пдлиндрового четырехтактного однорядного двигателя с чередованием вспышек 1-5-3-6-2-4 при построении диаграммы R_кш2 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 П_шш векторы полярной диаграммы R_шш 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 П_шш в точку П_кш на расстояние

, мм;

значение m’_к 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 П_кш 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 R_кш -j.На развернутых диаграммах необходимо нанести R_{кш cp}, R’_{кш cp} и R_{кш max}.

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

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.

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