Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Костанайский социально - технический университет

имени академика З. Алдамжар

ТЕХНИЧЕСКИЙ факультет

Кафедра ТРАНСПОРТ И ТЕХНОЛОГИИ

Курсовая работа по дисциплине

Энергетические установки транспортной техники

ТЕМА: Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Выполнил: Смагул

Жанболат Дулатулы

5 курса специальности

ТТТиТ, заочной формы обучения

Научный руководитель

Сатыбалдин Т. Т.

ст. преподаватель кафедры «ТиТ»

Костанай

2013

ЗАДАНИЕ

на курсовую работу студенту

Смагулу

Жанболату Дулатулы

Тема курсовой работы: Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Целевая установка: Произвести расчеты четырехтактного карбюраторного двигателя предназначенного для легковых автомобилей (1-вариант). Эффективная мощность карбюраторного двигателя N_e=47,1 кВт при частоте вращения коленчатого вала n_N=5600 мин^-1.

Двигатель четырехцилиндровый, i=4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия е=8,5 для карбюраторного двигателя.

С учетом приведенных рекомендаций и заданий n_N=5600 мин^-1 тепловые расчеты последовательно проводятся для карбюраторного двигателя при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1.

Объем курсовой работы - не менее 25-30 стр.

Срок доклада руководителю о ходе разработки курсовой работы:

а) доклад о собранном материале и ходе разработки курсовой работы

до « » 20___г.

б) доклад о ходе написания курсовой работы до «____»___________ 20____г.

Срок сдачи курсовой работы - «____» ________20_ г.

Руководитель курсовой работы: ______________ /Сатыбалдин Т.Т./

«___»_____________20___ г.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Тепловой расчет

1.1 Топливо

1.2 Параметры рабочего тела

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

1.4 Процесс впуска

1.5 Процесс сжатия

1.6 Процесс сгорания

1.7 Процессы расширения и выпуска

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

1.9 Эффективные показатели двигателя

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

1.11 Построение индикаторных диаграмм

2. Тепловой баланс

3. Расчет внешних скоростных характеристик

4. Кинематика

5. Динамика

5.1 Силы давления газов

5.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

5.3 Удельные и полные силы инерции

5.4 Удельные суммарные силы

5.5 Крутящие моменты

5.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

5.7 Силы, действующие на колено вала

5.8 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

Заключение

Список использованной литературы

ВВЕДЕНИЕ

двигатель тепловой динамический газ

Карбюраторные двигатели находят широкое применение в современной жизни. Их используют в основном на транспортных средствах (из-за высокой стоимости топлива которые данные виды двигателей используют), к таким транспортным средствам относятся: мотоциклы, автомобили, а также катера, моторные лодки и т. п.

Используются карбюраторные двигатели и в современной автомобильной промышленности.

Самый распространенный тип современного теплового двигателя - двигатель внутреннего сгорания. Двигатели внутреннего сгорания могут работать на жидком топливе (бензин, керосин и т. п.) или на горючем газе, сохраняемом в сжатом виде в стальных баллонах или добываемом сухой перегонкой из дерева (газогенераторные двигатели).

Особое место в конструкции автомобиля занимает силовая установка, т. е. двигатель внутреннего сгорания (ДВС).

На автомобильном транспорте применяются карбюраторные и дизельные двигатели, а также бензиновые двигатели с впрыском топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси.

Бензиновые двигатели с впрыском топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси в зависимости от организации процесса смесеобразования и их конструктивных особенностей могут сочетать в себе положительные свойства и карбюраторных двигателей и дизелей.

Актуальность исследования: грамотная эксплуатация автомобиля предполагает не только знание его устройства и технического обслуживания, но и понимание физических процессов, посредством которых работает данное транспортное средство. Современный этап развития теории автомобиля требует углубленное изучение отдельных его составляющих и эксплуатационных свойств автомобиля, оптимизацией их показателей и технических параметров, что позволяет еще на стадии проектирования создавать наиболее рациональные конструкции автомобилей и обеспечить максимальную эффективность их применения.

Объект исследования: тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания.

Предмет исследования: бензиновый двигатель внутреннего сгорания.

Цель исследования: произвести тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания.

Задачи исследования: изучение научно-методической и справочной литературы, применение теории на практике расчета.

Методы исследования: анализ научно-методической и справочной литературы, тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания.

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

1.1 Топливо

В соответствии с заданной степенью сжатия е=8,5 можно использовать бензины марок АИ-91, Регуляр-91 [1].

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина: С=0,855; Н=0,145 и т_т=114

Низшая теплота сгорания:

Н_и=33,91С+125,60Н-10,89(О-S)-2,51(9H+W)=

=33,91·0,855+125,60·0,145-2,15·9·0,145=43930 кДж (1.1)

1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

L₀==0,517 кмоль возд/кг топ.

l₀==14,957 кг возд/кг топл.

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. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при б=0,95-0,98, позволяет принять б=0,96 на основных режимах, а на режимах минимальной частоты вращения б=0,86. Далее непосредственный числовой расчет будет проводиться только для режимов максимальной мощности, а для остальных режимов окончательные значения рассчитываемых параметров приводятся в табличной форме [2].

Количество горючей смеси для карбюраторного двигателя:

М₁=б·L₀+1/m=0,96·0,517+1/114=0,5051 кмоль гор.см/кг топл.;

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах [3]:

=0,0770 кмоль СО₂/кг топл.

М_СО=2··0,208·L₀=2··0,208·0,517=0,0057 кмоль СО/кг топл.

М_НО=-2К··0,208·L₀=-2·0,5··0,208·0,517=0,0696 кмольН₂О/кг топл.

М_Н=2К··0,208·L₀=2·0,5··0,208·0,517=0,0029 кмольН₂ /кг топл.

М_N=0,792·б·L₀=0,792·0,96·0,517=0,3931 кмоль N₂/кг топл.

Общее количество продуктов сгорания для карбюраторного двигателя:

М₂=М_СО+М_со+М_НО+М_Н+М_N=

0,077+0,0057+0,0696+0,0029+0,3931=0,5483 кмоль пр.сг/кг топл.

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 1.

Таблица 1

Параметры рабочего тела

Параметры	Рабочее тело
n	1000	3200	5600	6000
б	0,86	0,96	0,96	0,96
M1	0,453	0,5051	0,5051	0,5051
МСО2	0,091	0,077	0,077	0,077
MCO	0,0201	0,0057	0,0057	0,0057
МН2О	0,0625	0,0696	0,0696	0,0696
МН2	0,0100	0,0029	0,0029	0,0029
МN2	0,3521	0,3931	0,3931	0,3931
M2	0,5357	0,5483	0,5483	0,5483

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без наддува: р_k=р₀=0,1 МПа и T_k=T₀=293 К

Температура остаточных газов. При постоянных значениях степени сжатия е=8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастет с увеличением скоростного режима при б-const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая уже определенные значения п и б, можно принять значения Т_r для расчетных режимов карбюраторного двигателя [4]. При номинальных режимах для карбюраторного двигателя Т_r=1060 К.

Давление остаточных газов р_r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускных трактов рассчитываемых двигателей можно принять на номинальном скоростном режиме для карбюраторного двигателя:

р_rN=1,18·p₀=1,18·0,1=0,118 МПа;

Тогда величины давлений на остальных режимах работы двигателей можно подсчитать по формулам:

р_r=р₀(1,035+А_р·10^-8·n²)=0,1(1,035+0,4624·10^-8·5600)=0,1180,

где А_р=(р_rN -p₀·1,035)·10⁸/(n_N² p₀)

При n_N=5600 мин^-1 А_р=(0,118-0,1·1,035)·10⁸/(5600²·0,1)=0,4624

1.4 Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда.

С целью получения хорошего наполнения двигателей на номинальных скоростных режимах принимается для карбюраторного двигателя ДT_N=8°С.

Тогда на остальных режимах значения ДT рассчитываются по формуле:

ДT=A_T(110-0,0125n), где A_T=ДT_N /(110-0,0125·n_N)

ДT=ДT_N /(110-0,0125·n_N) (110-0,0125n)=8 (1.4.1)

Плотность заряда на впуске:

с_о=р_о·10⁶/(R_вТ_о)=0,1·10⁶/(287·293)=1,189 кг/м³

где R_в=287 Дж/(кг·град)-удельная газовая постоянная для воздуха

Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом n=5600 мин^-1 и при учете качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем можно принять для карбюраторного двигателя в²+о_вп=2,8 и щ_вп=95 м/с. Тогда ДP_a на всех скоростных режимах двигателей рассчитывается по формуле: ДP_a=(в²+о_вп)A_n²·n²·p_k·10^-6/2, где A_n=щ_вп/n_N

Потери давления на впуске карбюраторного двигателя при n=5600 мин^-1,

А_n=95/5600=0,01696,

тогда ДP_a=2,8 0,01696²?5600²?1,189·10^-6/2=0,0150 МПа.

Давление в конце впуска в карбюраторном двигателе при n_N=5600 мин^-1

P_а=P₀-ДP_a=0,1-0,015=0,0850 МПа;

Коэффициент остаточных газов. При определении г_r для карбюраторного двигателя без наддува принимается коэффициент очистки ц_оч=1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме, ц_дoз=1,10 что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60°. При этом на минимальном скоростном режиме (n=1000 мин^-1) возможен обратный выброс в пределах 5%, т. е. ц_доз=0,95. На остальных режимах значения ц_доз можно получить, приняв линейную зависимость ц_доз от скоростного режима [5]

Тогда при n_N=5600 мин^-1:

г_r=·==0,0495(1.4.2)

Температура в конце впуска:

Т_а=(Т₀+ДТ+г_rТ_r)/(1+г_r)=(293+8+0,0495·1060)/(1+0,0495)=337 К (1.4.3)

Коэффициент наполнения:

з_v=(ц_доз·е·р_а-ц_оч·р_r)=

=(1,1·8,5·0,085-1·0,118)=0,8784

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 2.

Таблица 2

Параметры процесса впуска газообмена

Параметры	Процесс впуска газообмена
n	1000	3200	5600	6000
б	0,86	0,96	0,96	0,96
Tr	900	1000	1060	1070
pr	0,1040	0,1082	0,1180	0,1201
ДT	19,5	14,0	8,0	7,0
ДРa	0,0005	0,0049	0,0150	0,0172
Рa	0,0995	0,0951	0,0850	0,0828
цдоз	0,950	1,025	1,10	1,12
гr	0,0516	0,0461	0,0495	0,0504
Ta	341	338	337	337
зх	0,8744	0,9167	0,8784	0,8701

1.5 Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия k₁ при е=8,5,а также рассчитанных значениях Т_а определяется по номограмме, а средний показатель политропы сжатия n₁ принимается несколько меньше 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 для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1, T_a=337 К и е=8,5 показатель адиабаты сжатия определен по номограмме k₁=1,3775.

Давление в конце сжатия для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1: P_с=P_аеⁿ¹=0,085?8,5 ^1,377=1,6189 MПа, где n₁=1,377 принят несколько меньше k₁=1,3775.

Температура в конце сжатия: T_c=T_aе^n-1=337?8,5^1,377-1=755 К;

Средняя мольная теплоемкость:

а) свежей смеси (воздуха):

(mc_v)=20,6+2,638 10^-3 t_c, где t_c=T_c-273°С=755-273=482;

(mc_v)=20,6+2,638 10^-3 482=21,872 кДж/(кмоль·град) (1.4.5)

б) остаточных газов (mc"_v) определяется методом интерполяции по табл.3.8

для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1, б=0,96 и t_c=482°С

(mc"_v)=23,586+(23,712-23,586)·=23,611 (1.4.6)

где 23,586=ср.тепл.при б-0,95(t-400) и 23,712=ср.тепл.при б-1,00(t-400)-значения теплоемкости продуктов сгорания при 400°С соответственно при б=0,95 и б=1,00, взятые по табл.3.8;

(mc"_v)=24,014+(24,15-24,014)·=24,041

где 24,014=ср.тепл.при б-0,95(t-500) и 24,150=ср.тепл.при б-1,00(t-500)-значения теплоемкости продуктов сгорания при 500°С соответственно при б=0,95 и б=1,0, взятые по табл. 3.8.

Теплоемкость продуктов сгорания при t_c=482°С и б=0,96

(mc"_v)=23,611+(24,041-23,611)=23,964 кДж/(кмоль·град);

в) рабочей смеси (mc'_v)=[(mc_v)+г_r(mc"_v)]:

(mc'_v)=[21,872+0,0495·23,964]=21,971 кДж/(кмоль·град);

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 3.

Таблица 3

Параметры процесса сжатия

Параметры	Процесс сжатия
n	1000	3200	5600	6000
k1	1,3770	1,3778	1,3775	1,3775
n1	1,370	1,377	1,377	1,377
Рc	1,8669	1,8113	1,6189	1,5770
Tc	753	757	755	755
tc	480	484	482	482
(mcv)	21,866	21,877	21,872	21,872
(mc"v)	23,955	23,972	23,964	23,964
(mc'v)	21,969	21,969	21,971	21,972

1.6 Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей м₀=М₂/М₁ и рабочей смеси м=(м₀+г_r)/(1+г_r) для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1: м₀=0,5483/0,5051=1,0855 и м=(1,0855+0,0495)/(1+0,0495)=1,0815

количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания, и теплота сгорания рабочей смеси

ДH_и=119950(1-б)L₀ и Н_раб.см= (1.6.1)

Для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1

ДH_и=119950(1-0,96)·0,517=2481 кДж/кг,

Н_раб.см==78191 кДж/кмоль раб.см.;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

(mC"_v)=(1.6.2)

определяется по эмпирическим формулам, приведенным в табл.3.6 для интервала температур от 1501 до 2800°С

=22,490+0,001430·t_Z

=39,123+0,003343·t_Z

=19,678+0,001758·t_Z

=26,670+0,004438·t_Z

=23,723+0,001550·t_Z

=21,951+0,001457·t_Z

(mC"_v)=(1/0,5483)·[0,077·(39,123+0,003343·t_z)+0,0057·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0696·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0029·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3931·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8238[3,012+0,00026t_Z+0,128+0,00008t_Z+1,85623+0,00031t_Z+0,057066+0,000005t_Z+8,62894+0,00057t_Z]=5,4933+0,0004742t_Z+0,23345+0,0001459t_Z+3,3853923+0,0005654t_Z+0,10407697+0,0000091t_Z+15,7374608+0,0001040t_Z=24,954+0,0012986t_Z кДж/(кмоль·град).

Коэффициент использования теплоты о_z зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Он повышается за счет снижения потерь теплоты газов в стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. При увеличении скоростного режима о_z снижается. При проведении расчетов двигателя о_z выбирается по опытным данным в зависимости от конструктивных особенностей двигателя. В зависимости от реальной зависимости о_z от скоростного режима карбюраторного двигателя принята величина коэффициента использования теплоты для карбюраторного двигателя о_z=0,91 при n_N=5600 мин^-1. Так же определены значения о_z для всех расчетных режимов.

Температура в конце видимого процесса сгорания:

о_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=м(mC"_v)·t_Z (1.6.3)

Для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1

0,91·78191+21,971·482=1,0815·(24,954+0,0012986t_Z)t_Z или 0,001405t_Z²+26,993t_Z-81757=0

откуда t_Z=(-26,993+)/(2·0,001405)=2660°С;

Т_z=t_Z+273=2660+273=2933 К

Максимальное давление сгорания теоретическое:

p_z=p_c·м·T_z/T_c=1,6189·1,0815·2933/755=6,8016 МПа;

Максимальное давление сгорания действительное:

p_zд=0,85·p_z=0,85·6,8016=5,7814 МПа;

Степень повышения давления: л=p_z/p_c=6,8016/1,6189=4,201;

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 4.

Таблица 4

Параметры процесса сгорания

Параметры	Процесс сгорания
n	1000	3200	5600	6000
м0	1,1826	1,0855	1,0855	1,0855
м	1,1736	1,0817	1,0815	1,0814
ДHи	8682	2481	2481	2481
Нраб.см	73992	78445	78191	78124
(mC"v)	25,291+0,0012675tZ	24,925+0,0021065tZ	24,954+0,0012986tZ	24,954+0,0021065tZ
оz	0,81	0,91	0,90	0,88
tZєC	2129	2502	2660	2129
Тz К	2402	2775	2933	2402
pz	7,0427	7,2075	6,8016	5,4461
pzд	5,9863	6,1264	5,7814	4,6292
л	3,772	3,979	4,201	3,453

1000(mC"_v)=(1/0,5357)·[0,091·(39,123+0,003343·t_z)+0,0201·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0625·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0100·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3521·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8667[3,560+0,00030t_Z+0,396+0,00003t_Z+1,66688+0,00028t_Z+0,196780+0,000018t_Z+7,72895+0,00051t_Z]=6,6455+0,0005600t_Z+0,73921+0,0000560t_Z+3,1115649+0,0005227t_Z+0,36732923+0,0000336t_Z+14,4276310+0,0000952t_Z=25,291+0,0012675t_Z кДж/(кмоль·град).

3200(mC"_v)=(1/0,5483)·[0,077·(39,123+0,003343·t_z)+0,0057·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0696·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0029·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3931·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8238[3,012+0,00026t_Z+0,112+0,00001t_Z+1,85623+0,00031t_Z+0,057066+0,000005t_Z+8,62894+0,00057t_Z]=5,4933+0,0004742t_Z+0,20427+0,0000182t_Z+3,3853923+0,0005654t_Z+0,10407697+0,0000091t_Z+15,7374608+0,0010396t_Z=24,925+0,0021065t_Z кДж/(кмоль·град).

6000(mC"_v)=(1/0,5483)·[0,077·(39,123+0,003343·t_z)+0,0057·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0696·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0029·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3931·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8238[3,012+0,00026t_Z+0,128+0,00001t_Z+1,85623+0,00031t_Z+0,057066+0,000005t_Z+8,62894+0,00057t_Z]=5,4933+0,0004742t_Z+0,23345+0,0000182t_Z+3,3853923+0,0005654t_Z+0,10407697+0,0000091t_Z+15,7374608+0,0010396t_Z=24,954+0,0021065t_Z кДж/(кмоль·град).

1000 о_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=м(mC"_v)·t_Z

0,81·73992+21,969·480=1,1826·(25,291+0,0012675t_Z)t_Z

или 0,001499t_Z²+29,909t_Z-70479=0

откуда t_Z=(-29,909+v29,909²+4·0,001499·70479)/(2·0,001499)=2129°С

3200 о_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=м(mC"_v)·t_Z

0,91·78445+21,969·484=1,0855·(24,925+0,0021065t_Z)t_Z

или 0,002287t_Z²+27,056t_Z-82018=0

откуда t_Z=(-27,056+v27,056²+4·0,002287·82018)/(2·0,002287)=2502°С

6000 о_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=м(mC"_v)·t_Z

0,88·78124+21,972·482=1,0855·(24,954+0,0021065t_Z)t_Z

или 0,001499t_Z²+29,909t_Z-70479=0

откуда t_Z=(-29,909+v29,909²+4·0,001499·70479)/(2·0,001499)=2129°С

1.7 Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме при заданном е для соответствующих значений б и T_z, а средний показатель политропы расширения п₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты для карбюраторного двигателя при е=8,5, б=0,96 и T_z=2933 К k₂=1,25, что позволяет принять п₂=1,251.

Давление и температура в конце процесса расширения: p_b=p_z/е^п2 и Т_b=T_z/е^n2-1

Для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1: p_b=6,8016/8,5^1,251=0,4676 МПа и Т_b=2933/8,5^1,251-1=1714 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов: Т_r=;

При n_N=5600 мин^-1: Т_r==1088 К,

Т_r=1714/(0,4676/0,118)^0,33=1088

ДT_r=100(1088-1060)/1060=2,64 %;

где ДT_r-погрешность расчета.

На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 6 %.

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 5.

Таблица 5

Параметры процесса расширения и выпуска

Параметры	Процесс расширения и выпуска
n	1000	3200	5600	6000
k2	1,2625	1,2525	1,25	1,2582
n2	1,262	1,252	1,251	1,258
pb	0,4729	0,4832	0,4676	0,3689
Tb	1371	1618	1714	1383
Tr	867	1016	1088	949
ДTr, %	-3,67	1,60	2,64	-10,47

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р= (1.8.1)

для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1

р==1,4835 МПа

р=(1,6189/8,5-1)[4,201/1,251-1(1-8,5^1-1,251)-1/1,377-1(1-8,5^1-1,377)]=1,4835

Среднее индикаторное давление: р_i=ц_доз р

карбюраторного двигателя p_i=0,95·1,4835=1,4093 МПа.

Индикаторный КПД: з_i=;

Индикаторный удельный расход топлива: g_i =;

карбюраторного двигателя при n_N =5600 мин^-1

з_i=1,4093·14,957·0,96/43930·10^-3·1,189·0,8784=0,4410;

g_i =3600/0,441·43930·10^-3=186 г/(кВт·ч);

1.9 Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S/D?1: р_м=0,034+0,0113v_п.ср.

Для карбюраторного двигателя, предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм, получим значение средней скорости поршня при n_N=5600 мин^-1

v_п.ср=S·n /(10⁴·3)=78·5600/(10⁴·3)=14,56 м/с

Тогда р_м =0,034+0,0113·14,56=0,1985 МПа

Среднее эффективное давление: р_е =р_i-р_м =1,4093-0,1985=1,2108 МПа

Механический КПД: з_м=р_е /р_i

карбюраторного двигателя: з_м=1,2108/1,4093=0,8591

Эффективный КПД: з_е=з_м·з_i

Эффективный удельный расход топлива: g_e=

карбюраторного двигателя: з_e=0,8591·0,441=0,3789 и g_e=3600/43,93·0,379=311 г/(кВтч);

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 6.

Таблица 6

Индикаторные и эффективные параметры двигателей

Параметры	Индикаторные и эффективные параметры двигателей
n	1000	3200	5600	6000
	1,4883	1,4835	1,4835	1,4835
рi	1,4139	1,4093	1,4093	1,4093
зi	0,4425	0,4410	0,4410	0,4410
gi	185,2	185,8	185,8	185,8
vп.ср	2,60	8,32	14,56	15,60
рм	0,0634	0,1280	0,1985	0,2103
ре	1,3505	1,2813	1,2108	1,199
зм	0,9552	0,9092	0,8591	0,8508
зe	0,4227	0,401	0,3789	0,3752
ge	346	329	311	307

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж карбюраторного двигателя: V_л=, (1.10.1)

где ф-тактность (ф=4)

V_л=30·47,1·4/1,2108·5600=0,83357 л;

Рабочий объем одного цилиндра карбюраторного двигателя: V_h=

V_h=0,83357/4=0,20839 л;

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S=78 мм, то: D=2·10³·=2·10³·0,20839/(3,14·78)=58,34 мм;

Окончательно принимается для карбюраторного двигателя D=65 мм и S=65 мм.

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

-площадь поршня: F_п=р·D²/(4·100)=3,14·65²/(4/100)=33,17 см²;

-литраж двигателя: V_л==3,14·65²·65·4/(4·10⁶)=0,86 л;

-мощность двигателя: N_e==1,2108·0,86·5600/30·4=48,59 кВт;

-литровая мощность двигателя: N_л=N_e /V_л=54,767 л;

-крутящий момент: М_е==·47,1/5600=82,9 Н·м;

-часовой расход топлива: G_T=N_e·g_e·10^-3=48,59·311·10^-3=15,11 кг/ч

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 7.

Таблица 7

Основные параметры и показатели двигателя

Параметры	Основные параметры и показатели двигателя
n, мин	1000	3200	5600	6000
Fп	33,17
Vл	0,86
Nл	54,767
Ne	8,68	27,77	48,59	52,06
Ме	82,93	82,91	82,9	82,9
GT	3,00	9,14	15,11	15,98

1.11 Построение индикаторных диаграмм

Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя построена для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_e=47,1 кВт и n=5600 мин^-1, аналитическим методом.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня M_s=l мм в мм;

Масштаб давлений М_р=0,05 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

АВ=S/M_s=65/1,0=65 мм; ОА=АВ/(е-1)=65/(8,5-1)=8,67 мм.

Максимальная высота диаграммы (точка z): P_z/M_p=6,8016/0,05=136,0 мм.

Ординаты характерных точек: р_a/M_p=0,085/0,05=1,7 мм;

p_c/M_p=1,6189/0,05=32,4 мм

р_b/M_p=0,4676/0,05=9,4 мм;

p_r/M_p=0,118/0,05=2,4 мм

р₀/M_p=0,1/0,05=2 мм

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия p_x=p_a(V_a/V_x)n

Отсюда р_x/M_p=(p_а/M_p)(OB/OX)ⁿ¹=1,7(73,7/OX)^1,377 мм;

где OB=OA+AB=8,67+65=73,7 мм;

б) политропа расширения р_х=р_b(V_b/V_x)ⁿ²

Отсюда р_x/M_p=(p_b/M_p)(OB/OX)ⁿ²=9,4(73,7/OX)^1,251 мм;

Результаты расчета точек политроп приведены в таблице 8.

Таблица 8

Координаты точек политроп

№ точек	OX, мм	OB/OX	Политропа сжатия	Политропа расширения
			(OB/OX)1,377	рx/Mp, мм	рх, МПа	(OB/OX)1,251	рx/Mp, мм	рх, МПа
1	10,4	7,09	14,84	25,2	1,26 (точка с)	11,59	108,9	5,45 (точка z)
2	11,0	6,7	13,72	23,3	1,17	10,80	101,5	5,08
3	12,6	5,8	11,25	19,1	0,96	9,02	84,8	4,24
4	17,7	4,2	7,21	12,3	0,62	6,02	56,6	2,83
5	22,1	3,3	5,18	8,8	0,44	4,45	41,8	2,09
6	29,5	2,5	3,53	6,0	0,3	3,15	29,6	1,48
7	44,2	1,7	2,08	3,5	0,18	1,94	18,2	0,91
8	58,9	1,3	1,44	2,4	0,12	1,39	13,1	0,66
9	88,4	0,8	0,74	1,3	0,07 (точка а)	0,76	7,1 (точка b)	0,36

Теоретическое среднее индикаторное давление:

p_i'=F₁M_p/AB=1929·0,05/65=1,484 МПа,

где F₁=1929 мм²-площадь диаграммы aczba

Величина p_i'=1,484 МПа, полученная планиметрированием индикаторной диаграммы, очень близка к величине p_i'=1,4835 МПа, полученной в тепловом расчете.

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный (n=5600 мин^-1), 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 в принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения Дц₁=5°.

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: АХ=[(1-cos ц)+(1-cos 2ц)], где л-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины л производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается л=0,285.

Расчеты ординат точек r', a', а", с', и b' сведены в таблице 9.

Таблица 9

Координаты точек политроп

Обозначение точек	Положение точек	цє	(1-cos ц)+(1-cos 2ц)	Расстояние точек от в.м.т. (АХ), мм
r'	18є до в.м.т.	18	0,0655	2,1
a'	25є после в.м.т.	25	0,1223	4,0
а"	60є после в.м.т.	120	1,6069	19,7
с'	35є до в.м.т.	35	0,2313	7,5
f	30є до в.м.т.	30	0,1697	5,5
b'	55є до в.м.т.	125	1,6667	21,7

Положение точки с" определяется из выражения

р_с" =(1,15ч1,25) р_с=1,25·1,6189=2,024 МПа;

р"_с=2,024/0,05=40,5 мм.

Действительное давление сгорания: p_zд=0,85p_z=0,85·6,8016=5,7814 МПа;

p_zд/М_р=5,7814/0,05=116 мм.

Нарастание давления от точки с" до z_д составляет 5,7814-2,024=3,757 МПа или 3,757/12=0,34 МПа/град п.к.в., где 12° положение точки z_д по горизонтали (для упрощения дальнейших расчетов можно принять, что действительное максимальное давление сгорания p_zд 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 а) и линией выпуска b"r'r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc"z_дb'b"r.

Координаты точек действительной индикаторной диаграммы сведены в Таблицу 10. Построена индикаторная диаграмма по данным точкам (в соответствии с рисунком рис. 1).

Таблица 10

Координаты точек действительной индикаторной диаграммы

ex	pr	pa	pсж	pz	pрас
1	0,118	0,085	1,619	1,619
1	0,118	0,085	1,619	6,801
1,063	0,118	0,085	1,488	5,781	5,781
1,189	0,118	0,085	1,276		5,781
1,700	0,118	0,085	0,780		3,696
2,833	0,118	0,085	0,386		1,951
4,25	0,118	0,085	0,221		1,175
8,500	0,118	0,085	0,085		0,494

Рисунок 1. Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

2. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС

В реальном двигателе потери тепла возрастают из-за трения, теплообмена, неполноты сгорания и других причин. В связи с этим эффективный КПД з_e цикла имеет меньшее значение по сравнению с величиной з_t

Распределение тепловой энергии топлива, сгорающего в двигателе, наглядно иллюстрируется составляющими внешнего теплового баланса, которые определяются при установившемся тепловом состоянии двигателя в процессе его испытаний. Приближенно составляющие теплового баланса можно найти аналитически по данным теплового расчета двигателя.

Тепловой баланс позволяет определить тепло, превращенное в полезную эффективную работу, т. е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет судить о теплонапряженности деталей двигателя, рассчитать схему охлаждения, выяснить возможность использования теплоты отработавших газов и т. д.

В общем виде внешний тепловой баланс двигателя может быть представлен в виде следующих составляющих:

Q_о=Q_e+Q_r+Q_в+Q_н.с+Q_ост=Н_иG_т/3,6 (2.1.1)

где Q₀-общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом;

теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя за 1 с: Q_e=1000N_е;

теплота, потерянная с отработавшими газами:

Q_r=(G_Т /3,6)·{M₂ [(mc"_V)+8,315]·t_r-M₁[(mc_V)+8,315]·t_o} (2.1.2)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_в=c·i··n^m·(H_u -ДH_u)/(б·H_u) (2.1.3)

где с=0,45-0,53-коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчетах принято с=0,5; i-число цилиндров; D-диаметр цилиндра, см; n-частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1; m=0,5-0,7-показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчетах принято для карбюраторного двигателя при n=1000 мин^-1 m=1,6, а на всех остальных скоростных режимах m=0,65.

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.с.=ДН_и·G_Т / 3,6; (2.1.4)

неучтенные потери теплоты: Q_ост.=Q_о-(Q_е+Q_r+Q_в+Q_н.с.)

Знание абсолютных значений составляющих теплового баланса позволяет осуществить количественную оценку распределения теплоты в двигателе. Если же необходимо сравнить распределение теплоты в различных двигателях или оценить степень теплоиспользования конкретного двигателя, то составляющие теплового баланса удобнее представлять в относительных величинах, например, в процентах по отношению ко всей теплоте, подведенной с топливом: q_о=q_e+q_r+q_в+q_н.с+q_ост=100%

Величины отдельных составляющих теплового баланса двигателя не являются постоянными, а изменяются в процессе его работы в зависимости от нагрузки, быстроходности и других факторов.

Характер распределения теплоты, подводимой в цилиндр с топливом, в процессе превращения в полезную эффективную работу наглядно может быть представлен в виде кривых теплового баланса. Графические зависимости строятся на основании определения каждой составляющей в зависимости от частоты вращения, нагрузки, качества смеси и т. д. Необходимые для построения указанных кривых теплового баланса данные получают при проведении специальных испытаний двигателя либо путем использования результатов ранее выполненных экспериментов. Тепловой баланс может быть также построен по данным теплового расчета двигателя с использованием формул.

Общее количество теплоты, введенной в двигатели при номинальном скоростном режиме (все данные взяты из теплового расчета) карбюраторного двигателя: Q_o=43930·15,11/3,6=184384 Дж/с;

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с карбюраторного двигателя: Q_e=1000·48,59=48590 Дж/с;

Теплота, передаваемая охлаждающей среде карбюраторным двигателем:

Q_B=0,5·4·6,5^1+2·0,65·5600^0,65·(43930-2083,9)/(0,96·43930)=79348 Дж/с;

Теплота, унесенная с отработавшими газами карбюраторного двигателя:

Q_r=(15,11/3,6){0,5483[25,25+8,315]·815-0,5051[20,775+8,315]20}=50979 Дж/с;

где (mc"_V)=25,250 кДж/(кмоль·град)-теплоемкость отработавших газов при б=0,96 и t_r=T_r-273=1088-273=815°С);

(mc_V)=20,775 кДж/(кмоль·град)-теплоемкость свежего заряда;

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива карбюраторного двигателя: Q_н.с.=2481·15,11/3,6=10413 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты карбюраторного двигателя:

Q_ост=184384-(48590+50979+79348+10413)=-4946 Дж/с; (2.1.5)

Составляющие тепловых балансов карбюраторного двигателя представлены в таблице 11.

Таблица 11

Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса	Частота вращения двигателя, мин-1
	1000	3200	5600	6000
	Q, Дж/с	q, %	Q, Дж/с	q, %	Q, Дж/с	q, %	Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	8680	23,7	27770	24,9	48590	26,4	52060	26,7
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	25895	70,7	55152	49,4	79348	43,0	82987	42,6
Теплота, унесенная с отработавшими газами	48101	131,4	48128	43,2	50979	27,6	48115	24,7
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива	2068	5,6	6299	5,6	10413	5,6	11013	5,6
Неучтенные потери теплоты	-48136	-131,5	-25816	-23,1	-4946	-2,7	825	0,4
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом	36608	100	111533	100	184384	100	195000	100

Из приведенных таблиц и рисунков видно, что основная часть теплоты топлива расходуется на эффективную работу, нагрев охлаждающей среды и потери с отработавшими газами. На величину теплоты, отводимой охлаждающей средой, оказывают влияние многие эксплуатационные и конструктивные факторы. С увеличением частоты вращения двигателя и температуры охладителя, а также коэффициента избытка воздуха величина Q_в уменьшается, а с увеличением размеров охлаждающей поверхности и отношения хода поршня к диаметру цилиндра двигателя возрастает. Из всего количества теплоты, отдаваемой охладителю, наибольшая часть (до 60-65%) воспринимается стенками цилиндра и камеры сгорания во время процессов сгорания и расширения, остальная часть - в течение выпуска.

Уменьшение доли теплоты, отводимой с охладителем, повышает долю теплоты, отводимой с выпускными газами. В двигателях с газотурбинным наддувом такое перераспределение теплоты приводит к повышению располагаемой энергии выпускных газов и, следовательно, к увеличению работы в газовой турбине. Этот принцип реализуется в комбинированных двигателях с уменьшенным теплоотводом от рабочего тела («адиабатный дизель») за счет тепловой изоляции деталей камеры сгорания и выпускного трубопровода керамическими материалами.

3. РАСЧЕТ ВНЕШНИХ СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

На основании тепловых расчетов, проведенных для четырех скоростных режимов работы бензиновых двигателей, получены и сведены в таблицу 12 необходимые величины параметров.

Таблица 12

Параметры внешней скоростной характеристики

Частота вращения коленчатого вала, мин-1	Параметры внешней скоростной характеристики
	Ne, кВт	ge г/(кВтч)	Ме, Н м	GT, кг/ч	зх	б
1000	8,68	346	82,93	3,00	0,8744	0,86
3200	27,77	329	82,91	9,14	0,9167	0,96
5600	48,59	311	82,9	15,11	0,8784	0,96
6000	52,06	307	82,9	15,98	0,8701	0,96

Коэффициент приспособляемости по скоростным характеристикам карбюраторного двигателя: К=М_еmax/М_eN=82,93/82,91=1;

Для сравнения различных методов построения скоростных характеристик и проверки правильности выполнения теплового расчета для нескольких скоростных режимов двигателя дополнительно приведен расчет изменения мощности и удельного расхода топлива на основе процентных соотношений между параметрами относительной скоростной характеристики карбюраторного двигателя. Результаты расчета сведены в таблице 13. Внешние скоростные характеристики (в соответствии с рисунком. 2, 3, 4).

Таблица 13

Параметры внешней скоростной характеристики

Частота вращения коленчатого вала, пх	Мощность, Ne

Подобные документы

• Тепловой расчет двигателя

  Тепловой расчет бензинового двигателя. Средний элементарный состав бензинового топлива. Параметры рабочего тела. Параметры окружающей среды и остаточные газы. Процесс впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска. Индикаторные параметры рабочего цикла.
  
  контрольная работа [588,6 K], добавлен 24.03.2013
  

• Тепловой расчет двигателя. Определение основных размеров и удельных параметров двигателя

  Основные параметры двигателя. Индикаторные параметры рабочего цикла двигателя. Среднее давление механических потерь. Основные размеры цилиндра и удельные параметры двигателя. Удельная поршневая мощность. Эффективные показатели работы двигателя.
  
  практическая работа [59,3 K], добавлен 15.12.2012
  

• Тепловой расчёт дизельного двигателя

  Определение параметров рабочего тела. Процессы впуска и сжатия, сгорания, расширения и выпуска; расчет их основных параметров. Показатели работы цикла. Тепловой баланс двигателя, его индикаторная мощность. Литраж двигателя и часовой расход топлива.
  
  контрольная работа [1,4 M], добавлен 20.06.2012
  

• Расчет параметров состояния рабочего тела и энергетических характеристик газотурбинного двигателя

  Расчёт оптимального значения степени повышения давления в компрессоре газотурбинного двигателя. Изменение внутренней энергии, энтальпии и энтропии в процессах цикла, параметров состояния рабочего тела в промежуточных точках процессов сжатия и расширения.
  
  курсовая работа [278,4 K], добавлен 19.04.2015
  

• Модернизации вспомогательного двигателя судна

  Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания. Определение параметров в начале и в конце сжатия, а также давления сгорания. Построение политропы сжатия и расширения. Индикаторная диаграмма расчетного цикла. Конструктивный расчет деталей дизеля.
  
  дипломная работа [501,1 K], добавлен 01.10.2013
  

• Расчет компрессора. Цикл поршневого двигателя

  Исследование изобарных, изохорных, изотермических и адиабатных процессов. Определение показателя политропы для заданного газа, изменения энтропии, начальных и конечных параметров рабочего тела. Изучение цикла поршневого двигателя внутреннего сгорания.
  
  контрольная работа [347,5 K], добавлен 12.02.2012
  

• Тепловой расчет двигателя 1G

  Двигатель 1G и его модификации. Достоинства и недостатки двигателей 1G-EU и 1G-GEU. Тепловой расчет четырехтактного, шестицилиндрового японского двигателя 1G-FE. Температура воздуха перед впускными органами. Количество воздуха, необходимое для сгорания.
  
  курсовая работа [472,7 K], добавлен 25.05.2014
  

• Проектирование трехфазного асинхронного двигателя

  Разработка проекта трехфазного асинхронного двигателя с короткозамкнутым ротором по заданным данным. Электромагнитный и тепловой расчет. Выбор линейных нагрузок. Обмоточные параметры статора и ротора. Параметры рабочего режима, пусковые характеристики.
  
  курсовая работа [609,5 K], добавлен 12.05.2014
  

• Исследование динамических характеристик электроприводов постоянного тока при различных способах возбуждения

  Приведение переменных и параметров рабочего механизма к валу исполнительного двигателя. Основные характеристики и параметры электропривода. Силовые полупроводниковые преобразователи, принцип их действия и структура. Схемы двигателей постоянного тока.
  
  дипломная работа [1,0 M], добавлен 30.04.2011
  

• Расчет и анализ теоретического цикла теплового двигателя

  Принципиальная схема двигателя внутреннего сгорания и его характеристика. Определение изменения в процессах цикла внутренней энергии и энтропии, подведенной и отведенной теплоты, полезной работы. Расчет термического коэффициента полезного действия цикла.
  
  курсовая работа [209,1 K], добавлен 01.10.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам