Основные исходные данные, необходимые для расчёта рабочего цикла проектируемого двигателя и вычисления его основных геометрических параметров приведены в «Задании на курсовую работу» (п. 3 Задания):

а) эффективная мощность, Ne [кВт];

б) частота вращения коленвала при Ne, nNe [мин-1];

в) марка используемого топлива;

г) тактность проектируемого двигателя, τ.

Дополнительно к перечисленным в Задании необходимо задать ряд параметров двигателя и процессов рабочего цикла, которые определяются либо по результатам эксперимента на двигателе-прототипе, либо по данным для однотипных двигателей.

Число цилиндров i

– принимается, как правило, равным числу цилиндров двигателя-прототипа (может быть изменён в ходе расчёта).

Отношение (

S

/D)0

– предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа (уточняется в ходе расчёта).

Среднее эффективное давление pe

0

, [МПа] – предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.1 (уточняется в ходе расчёта).

Таблица 1.1

Среднестатистические значения среднего эффективного давления pe0, [МПа] при работе двигателя на номинальном режиме

Для 4-х тактных карбюраторных двигателей

0.60–1.1

Для 4-х тактных форсированных карбюраторных двигателей и двигателей с впрыском топлива

до 1.3

Для 4-х тактных дизелей без наддува

0.65–0.85

Для 4-х тактных дизелей с наддува

до 2.0

Для 2-х тактных быстроходных дизелей

0.40–0.75

Для газовых двигателей

0.50–0.75

Эффективный КПД ηe

0

– предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.2 (уточняется в ходе расчёта).

Таблица 2.2

Среднестатистические значения эффективного КПД ηe0 при работе двигателя на номинальном режиме

Для бензиновых двигателей

0.25–0.38

Для дизелей без наддува

0.35–0.42

Для дизелей с наддува

0.23–0.30

Для газовых двигателей

0.38–0.45

Коэффициент наполнения ηv

0

– предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.3 (уточняется в ходе расчёта).

Таблица 1.3

Среднестатистические значения коэффициента наполнения ηv0 при работе автомобильного двигателя c полной нагрузкой

Для двигателей с впрыском топлива

0.80–0.96

Для карбюраторных двигателей

0.70–0.90

Для дизелей без наддува

0.80–0.94

Для дизелей с наддува

0.80–0.97

Степень сжатия e

– предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.4 и 1.5 (может быть уточнён в ходе расчёта).

Таблица 1.4

Рекомендуемая степень сжатия для дизелей

С неразделёнными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием

16–23

Вихрекамерных

16–21

Предкамерных

17–22

С турбонаддувом

20–25 и выше

Таблица1.5

Рекомендуемая степень сжатия для двигателей с воспламенением от искры

Октановое число

80–90

91–100

более 100*

Степень сжатия

8.5–10

10-12

выше 12

*-для газообразных топлив, например, сжатого природного газа или сжиженного нефтяного газа

Коэффициент избытка воздуха a

-параметр, который определяет состав горючей смеси и зависит от регулировок карбюратора, типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также режима функционирования двигателя. Рекомендуемые значения коэффициента избытка топлива приведены в таблице 1.6.

Таблица 1.6

Характерные значения коэффициента избытка воздуха α при работе двигателя на номинальном режиме

Карбюраторные двигатели

0.85–0.90

Двигателей с впрыском топлива

0.96–1.00

Дизели с неразделёнными камерами сгорания без наддува

1.30–1.70

Дизели с неразделёнными камерами сгорания с наддувом

1.50–2.00

Дизели с полуразделёнными камерами сгорания и предкамерным смесеобразованием

1.20–1.50

Дизели с полуразделёнными камерами сгорания и вихрекамерным смесеобразованием

1.20–1.40

Показатель политропы сжатия в компрессоре nk

– предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.7 в зависимости от типа компрессора (может быть уточнён)

Таблица 1.7

Характерные значения показателя политропы для компрессоров различных типов

Поршневой

1.40–1.60

Объёмный

1.55–1.90

Центробежный с охлаждаемым корпусом

1.40–1.80

Центробежный с неохлаждаемым корпусом

1.90–2.00

Осевой

1.50–1.55

С промежуточным охлаждением

1.10–1.15

Потеря давления в холодильнике турбокомпрессора , [МПа] – предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или выбирается из диапазона 0.001–0.006 МПа.

Понижение температуры , [К] – предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или выбирается из расчёта 10 К на одну ступень холодильника.

Параметр понижения давления на впуске KП-параметр, позволяет учесть затухание скорости движения топливовоздушной смеси (или воздуха) во впускной системе. По опытным данным в современных автомобильных двигателях коэффициент затухания KП лежит в пределах 2.5–4.0. Его величину также можно вычислить по эмпирической зависимости:

Кп=(b2 + xвп)(3.1)

где xвп-коэффициента сопротивления впускной системы; b-коэффициента затухания скорости движения заряда цилиндре. Для оценки коэффициентов, входящих в (1.1) используются следующие эмпирические зависимости:

b= 4fвп кл / pD2(3.2)

где D-

диаметр цилиндра; fвп кл

-площадь впускных окон.

(3.3)

где fmax

-максимальная площадь открытия впускных клапанов; fср

-средняя площадь открытия впускных клапанов; с-

коэффициент сужения струн при входе в цилиндр.

Средняя скорость свежей смеси в проходных сечениях впускных клапанов-, [м/с]. Данной величиной задаются исходя из известных опытных данных для современных автомобильных двигателей=50-150 м/с (данный параметр может быть уточнён в процессе расчёта).

Степень подогрева заряда , [К] - характеризует изменение его температуры при движении по впускному тракту. В зависимости от типа двигателя принимают значения, приведённые в таблице 1.8.

Таблица 1.8

Для двигателей с воспламенением от искры

0–20 К

Для дизелей без наддува

10–40 К

Для двигателей с наддувом

-5–10 К

Температура остаточных газов , [К]-предварительно принимается значение, приведенное в таблице 1.9. При этом необходимо иметь ввиду, что при увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения коленвала – возрастает.

Таблица 1.9

Для двигателей с воспламенением от искры

900–1100 К

Для дизелей

600–900 К

Для газовых двигателей

750–1000 К

Давление остаточных газов , [МПа]-предварительно принимается значение, вычисляемое по уравнению:

(3.4)

где -давление на впуске, [МПа]; -эмпирический коэффициент (см. табл. 1.10).

Таблица 1.10

Для двигателей без наддува, а также с наддувом и выпуском в атмосферу

1.05 – 1.25

Для двигателей с наддувом и наличием газовой турбины на выпуске

0.75 – 0.98

Среднее значение показателя политропы сжатия n01

и расширения n02-

предварительно принимается значения из таблицы 1.11. В процессе расчёта значение политроп уточняется.

Таблица 1.11

Тип двигателя

n01

n02

Бензиновый

1.30 – 1.38

1.23 – 1.30

Дизель с неразделённой камерой сгорания

1.32 – 1.34

1.15 – 1.28

Дизель с разделённой камерой сгорания

1.34 – 1.38

Коэффициент эффективности сгорания топлива xz – определяет долю низшей теплоты сгорания топлива, используемую на повышение внутренней энергии газа на участке видимого горения (от точки конца процесса сжатия до максимального давления цикла) и на совершение полезной работы. Величина коэффициента принимается на основе экспериментальных данных в зависимости от конструкции двигателя, режима его работы, системы охлаждения, формы камеры сгорания, способа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения коленчатого вала двигателя. Характерные диапазоны коэффициента при работе двигателя с полной нагрузкой приводятся в таблице 1.12.

Таблица 1.12

Двигатель с впрыском

0.90 – 0.96

Карбюраторный двигатель

0.80 – 0.95

Быстроходный дизель с неразделённой камерой сгорания

0.70 – 0.88

Дизель с разделённой камерой сгорания

0.65 – 0.80

Газовый двигатель

0.80 – 0.85

Меньшее значение коэффициентов характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина xz повышается за счет сокращения потерь теплоты от газов в стенки, выбора рациональной формы камеры сгорания, уменьшении доли догоревшей топлива в процессе расширения и правильного выбора коэффициента топлива, обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования теплоты xz зависит так же от скоростного и погрузочного режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения.

Параметры топлива-определяется типом топлива и представлены в таблице 1.13

Таблица 1.13

Параметр

Бензин

Дизтопливо

Содержание углерода, С [кг]

0.85

0.86

Содержание водорода, Н [кг]

0.15

0.13

Содержание кислорода, O [кг]

нет

0.01

Молекулярная масса, mт [г/моль]

110-120

180-200

Низшая теплота сгорания, Hu [кДж/кг]

44000

42500

Коэффициент использования теплоты при расширении xb-определяет долю низшей теплоты сгорания топлива используемую в процессе расширения для совершения полезной работы. Предварительное значение коэффициента выбирается в зависимости от типа двигателя по данным, представленным в таблице 1.14.

Таблица 1.14

Карбюраторный двигатель

0.85 – 0.95

Дизель средней быстроходности

0.85 – 0.90

Быстроходный дизель

0.80 – 0.90

Дизели с наддувом

до 0.92

Степень повышения давления l0 – предварительное значение параметра задаётся в зависимости от типа двигателя по данным, представленным в таблице 1.15.

Таблица 1.15

Дизели с непосредственным впрыском

1.7–2.2

Дизель предкамерные

1.4–1.6

Дизели вихрекамерные

1.5–1.8

Бензиновые двигатели

3.2–4.2

Газовые двигатели

3.0–5.0

Коэффициент полноты индикаторной диаграммы jп -коэффициент учитывающий уменьшение теоретического среднего индикаторного давления вследствие отклонения действительного процесса от расчетного цикла. Величиной среднего давления насосных потерь при определении действительного индикаторного давления можно пренебречь, так как при проведении расчетов потери на газообмен учитываются в работе, затрачиваемой на механические потери. Это связано с тем, что при экспериментальном определении работы трения обычно пользуются методом прокрутки двигателя, и, естественно, в определяемых таким методом механических затратах на прокрутку двигателя учитываются и "насосные потери". Значение коэффициент для бензиновых двигателей лежит в пределах jп =0.968...0.972, а для дизельных – jп =0.92...0.95.

Коэффициенты А и В входящие в выражение, учитывающие механические потери – величины этих коэффициентов зависят от соотношения геометрических размеров двигателя, обусловленных конструкцией цилиндров и КШМ ,а именно от параметра S/D (см. табл. 1.16).

Таблица 1.16

Тип двигателя

A

B

Бензиновый, (S/D)>=1

0.049

0.0152

Бензиновый, (S/D)>=1

0.039

0.0132

Дизель с разделённой камерой сгорания

0.103

0.0135

Дизель с неразделённой камерой сгорания

0.103

0.0118

Предварительное определение основных параметров и показателей работы двигателя

Вычисление цилиндровой мощности [кВт]:

(1.4)

Оценка эффективной литровой мощности [кВт/л]:

(1.5)

Вычисление диаметра цилиндра [мм]:

(1.6)

Полученное значение D0 необходимо округлить до ближайшего стандартного значения: 50, 52, 54, 55, 56, 57, 58, 60, 62, 64, 65, 66, 68, 70, 72, 74, 76, 78, 79, 80, 82, 85, 88, 90, 92, 95, 100, 105, 108, 110, 115, 120, 125, 130, 135, 140, 145, 150, 160, 165, 170, 180, 190, 200.

Вычисление хода поршня [мм]:

(1.7)

полученное значение округляется до целого значения.

Уточнение отношение S/D:

(1.8)

Уточняется значение Neл и pe:

(1.9)

(1.10)

Предварительная оценка средней скорости поршня [м/с]:

(1.11)

Вычисление поршневой мощности [кВт/дм2]:

(1.12)

Расчет параметров рабочего тела

Определяется теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма топлива:

[кмоль/кг](1.13)

[кг/кг](1.14)

где С, Н, О – содержание углерода, водорода и кислорода в 1кг топлива; L0-теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива; l0-теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива.

Количество горючей смеси:

(1.15)

где m

т

-молекулярная масса паров топлива, [кг/кмоль].

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания.

при a < 1: при a ³ 1:

(1.16)

(1.17)

где К-коэффициент, зависящий от соотношения водорода и окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания (для бензинов К=0.45-0.5).

Общее количество продуктов сгорания.

при a < 1:, [кмоль/кг] (1.18)

при a ³ 1: , [кмоль/кг] (1.19)

Средняя молярная теплоёмкость [кДж/(кг×K)]

Свежая топливовоздушная смесь

(1.20)

Компоненты продуктов сгорания:

(1.21)

(1.22)

(1.23)

(3.24)

(1.25)

(1.26)

Продукты сгорания:

(1.27)

Рабочая смесь:

.(1.28)

Расчет процесса наполнения

Определение плотности заряда в цилиндре, требуемой для реализации заданной Neл [кг/м3]:

(1.29)

Вычисление давления на впуске:

(1.30)

Давление рабочей смеси в конце наполнения [МПа]:

Потеря давления на впуске:

(1.31)

Вычисление давления на в конце процесса наполнения:

(1.32)

Температура ТВС на впуске [К]:

(1.33)

Температура рабочей смеси в конце впуска [К]:

Коэффициент остаточных газов:

(.34)

Вычисление температуры рабочей смеси в конце процесса наполнения:

(1.35)

Расчёт коэффициента наполнения:

(1.36)

Расчет процесса сжатия

Вычисление давления [МПа] и температуры [К] в конце процесса сжатия:

(1.37)

(1.38)

Уточнение показателя политропы сжатия:

(1.39)

где R0=8.314 [кДж/(кмоль×К)]

Оценка погрешности показателя политропы, [%]:

(1.40)

Если en>0.001%, то необходимо вернуться к п. 1, присвоив вычисленное значение n1 параметру n01 и повторять пп. 1-3 до выполнения условия en <=0.001%.

Термохимический расчет процесса сгорания

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси вычисляется по зависимостям:

a<1: (1.41)

a³1 (бензин): (1.42)

a³1 (дизтопливо): (1.43)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси, учитывающий наличие в цилиндре к моменту начала сгорания остаточных газов определяется из выражения:

(3.43)

Термодинамический расчет процесса сгорания

1. Для двигателей, работающих при a

<

1

(бензиновые двигатели) определяются потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива:

(3.44)

Определение средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания по формулам (3.27) и (3.28), где значения теплоемкостей определяются в зависимости от вычисленного коэффициента остаточных газов и заданного нулевого приближения Tz

0

> 1800 °С.

Вычисленные значения теплоёмкостей подставляются в уравнение (3.45) для бензинового ДВС или (3.46) для дизельного двигателя:

(1.45)

(1.46)

После подстановки в эти уравнения остальных известных значений их можно свести к квадратным уравнениям относительно температуры Tz. Найденное значение температуры сравнивается со значением Tz0, которое было использовано в п. 2 для вычисления теплоёмкостей. Если отличие Tz от Tz0 превышает 1%, то повторяют расчёт пп.2-3, положив Tz0= Tz.

Расчёт теоретического максимального давления сгорания и действительного максимального давления сгорания

(МПа):

Корректировочный коэффициент:

(1.47)

Расчёт максимального теоретического давления:

(1.48)

Расчёт максимального действительного давления:

(1.49)

Расчёт степени повышения давления:

(1.50)

Расчет процесса расширения

Вычисление коэффициента полноты сгорания:

(3.51)

Вычисление степени предварительного (ρ) и последующего расширения (δ):

(1.52)

(1.53)

Вычисление давления [МПа] и температуры [К] в конце процесса расширения:

(1.54)

(1.55)

Вычисление температуры отработавших газов Tr [К]:

(1.56)

Оценка погрешности вычисления Tr:

(1.57)

Если eT>5%, то необходимо вернуться к разделу III.5, пп.5.1, уравнение (3.34) и повторить расчёт с вычисленным в п.4 значением Tr , присвоив его значение параметру Tr0. Повторять расчёт до выполнения условия eT <5%.

Уточнение показателя политропы расширения:

(1.58)

Оценка погрешности показателя политропы:

(1.59)

Если en2>0.001%, то необходимо вернуться к п. 3, присвоив вычисленное значение n2 параметру n02 и повторять пп. 3-7 до выполнения условия en <=0.001%.

Расчет индикаторных параметров рабочего цикла двигателя

Определение расчетного среднего индикаторного давления теоретического цикла (МПа):

(1.60)

Определение действительного среднего индикаторного давления теоретического цикла (МПа):

(1.61)

Изменение данного параметра в зависимости от скоростного режима работы двигателя представлено на рис.4.10.

Расчёт индикаторного КПД:

(1.62)

Расчёт удельного индикаторного расхода топлива (г/(кВт×ч))

(1.63)

Расчет эффективных показателей двигателя

Оценка среднего давления механических потерь, (МПа):

pм = A+BCm0 (1.64)

Среднее эффективное давление (МПа):

pe = pi-pм (1.65)

Механический КПД:

ηм = pe / pi (1.66)

Эффективный КПД:

ηe = ηм ∙ ηi (1.67)

Эффективный удельный расход топлива, (г/(кВт∙ч))

ge = gi / ηм (1.68)

Эффективный крутящий момент, (H∙м)

Me = (3∙104∙Ne)/ (n π) (1.69)

автотранспортный двигатель внутренний сгорание

Расчет основных размеров и удельных показателей двигателя и построение индикаторной диаграммы

Рабочий объём ДВС, [л]:

(1.70)

Рабочий объём цилиндра, [л]:

(1.71)

Диаметр цилиндра, [мм]:

(1.72)

Полученное значение D округляем до ближайшего стандартного значения.

Ход поршня, [мм]:

(1.73)

Полученное значение S округляем до ближайшего целого числа.

Часовой расход топлива [кг/ч]:

(1.74)

Средняя скорость поршня [м/с]:

(1.75)

Оценка погрешности средней скорость поршня [%]:

(1.76)

Если не выполняется условие eС<4%, то необходимо вернуться к разделу III.11 пп. 1, уравнение (1.64), присвоить значению Cm0 вычисленное в п. 6 значение Cm и повторить расчёт.

Вычисление значений основных удельных показателей ДВС по окончательно принятым значениям диаметра цилиндра D (см. п.3) и хода поршня S (см. п.4):

Рабочий объём ДВС, [л]:

(1.77)

Эффективная мощность [кВт]:

(1.78)

Эффективный крутящий момент, [Н×м]:

(1.79)

Диаметр цилиндра (см. п.3), ход поршня (см. п.4).

Индикаторная диаграмма строится по методике [2, стр. 96-97].

Расчёт газораспределительного механизма

Другое по теме:

Основы организации перевозок на железных дорогах
В теории и практике грузовой коммерческой работы железных дорог происходят существенные качественные изменения, которые являются логическим следствием ускорения темпов технического прогресса. Расширена сфера применения электронно-вычислительной технике решения задач планирование перевозо ...

Морское судоходство и задачи по обеспечению его безопасности
Мировой океан занимает три четверти поверхности планеты, обладает колоссальными, недостаточно используемыми топливно-энергетическими и минеральными ресурсами, В Мировом океане проходят важнейшие транспортные коммуникации, обеспечивающие устойчивость хозяйственных связей прибрежных госуда ...

Организация автомобильных перевозок и безопасность движения
Таблица 1 - Исходные данные Вид груза Грузо- отправитель Наличие груза, т. Грузо- получатель Потребность в грузе, т Koэф-т выпуска а Время в наряде Тн ч Известняк ...