Быстрый поиск

Курсовая работа: Основы теории трактора и автомобиля

2.2 РАСЧЕТНЫЕ ФОРМУЛЫ

Формулы приведены по каждому процессу, составляющему действительный цикл ДВС, а также для расчета индикаторных показателей. Обозначения величин, входящих в формулу, и их размерности приведены выше.

2.2.1 Процесс впуска

Процесс впуска является сложным газодинамическим процессом, на протекание которого оказывает влияние большое количество факторов. При расчете определяем давление и температура рабочего тела в конце процесса впуска, а также коэффициент остаточных газов и коэффициент наполнения цилиндров.

pa = pк - Dpa (17)

Величина потерь давления на впуске зависит от параметров впускаемого тракта и быстроходности двигателя и лежит в пределах:

Dpa = (0,04...0,18)p0 - для дизельных двигателей без наддува.

На ПВЭМ Dpк рассчитываем по эмпирической формуле: для дизельных двигателей без наддува

Dpa = (0,01 + 3 ×10 -3 nн) p0 (18)

При этом для дизельных двигателей без наддува принимаем:

p0= 0,1МПа, Тк = Т0= 288К.

Т’к = Тк + DТ (19)

(20)

(21)

(22)

Значениями pr и Tr входящими в формулы (20)...(22) предварительно задаемся:

pr = (1,05...1,25) p0 - для двигателей без турбонаддува;

Тr= 700...950К - для дизельных ДВС.

При этом большие значения pr принимаем для высокооборотных двигателей. Задаваясь величиной Тr, учитываем, что при увеличении степени сжатия она снижается, а при увеличении оборотов - возрастает. Величина Тr корректируется после расчета процесса выпуска.

2.2.2 Процесс сжатия

При расчете процесса сжатия определяем давление и температуру в конце процесса сжатия, полагая, что сжатие представляет собой политропный процесс с показателем политропы n1.

pc = pa e (23)

Тс = Таe (24)

Величина среднего значения показателя политропы n1 зависит от степени сжатия, быстроходности двигателя, теплообмена и других факторов. Для дизельных двигателей его значение лежит в пределах:

n1 = 1,34...1,39.

В программе расчета на ПЭВМ для определения n1, используем эмпирические формулы:

для дизельных двигателей

n1=1,368-[1,5×10-4+2×10-6(e-1)](Tа-400)-1,5×10-3(e-10)+0,002*(nен-30) (27)

2.2.3 Процесс сгорания

В процессе сгорания достигаются максимальные значения давления и температуры рабочего тела в цикле, определение которых и составляет основную задачу расчета процесса сгорания.

При расчете учитываем состав топлива и качество горючей смеси, а также способ смесеобразования, который влияет на выбор степени повышения давления lр.

(26 )

(27)

(28)

, при a< 1 (29)

, при a>=1 (30)

(31)

(32)

(33)

(34)

Температуру в конце видимого процесса сгорания Тz определяем из уравнения сгорания, которое имеет вид:

xZ H р.см + (Сvc + 8,314lp) Тc = m (Сvz + 8,314)Тz (35)

После подстановки приближенных эмпирических выражений для теплоемкостей:

CVc= 20,16 + 1,728 10-3 Тс ; (36)

CVz=(18,4+2,6a)+(1,549+1,382/a)10-3Тz, при a< 1; (37)

CVz=(20,10+0,92/a)+(1,549+1,382/a)10-3Тz, при a>1; (38)

уравнение сгорания приводим к виду

АTz2 + ВТz + F = 0 . (39)

Отсюда:

(40)

где, коэффициенты определяются выражениями:

A = (1,549 + 1,382/a)10-3 ;

B = (28,414 + 0,92/a)m ; (41)

F = -(0,82Hрс + 20,16 Тc+ 8,314 Тc lp + 1,728Tc210 –3)

рz = lр pс - для дизельных ДВС (42)

r = m Т/ l р Тc. (43)

2.2.4 Процесс расширения

При расчете полагается, что расширение является политропным процессом с постоянным показателем политропы n2.

рв=рz/d (44)

(45)

Значение среднего показателя политропы n2 , также как и n1 , зависит от многих факторов и лежит в пределах:

n2 =1,24...1,30 - для дизельных ДВС.

В программе расчета их находим по эмпирическим формулам:

n2 = 1,263 - 2,6*10-5 (Tz - 2000) + 4*10-4 d+ 0,028( a - 1) (46)

2.2.5 Процесс выпуска

Значениями давления рb и температуры Тb в конце процесса задаем на начальной стадии теплового расчета.

Проверку ранее принятой температуры остаточных газов производим по формуле:

(47)

Если полученное по этой формуле значение Тr существенно отличается от принятого ранее (dTr > 10%),то корректируем расчет процессов цикла при уточненном значении Тr , принятом предварительно в разделе 2.2.1.

В программе расчета величина отклонения Тr допускается не более 10К.

2.2.6 Расчет индикаторных показателей

Индикаторными показателями оценивают энергетические возможности, качество и эффективность рабочего цикла.

(48)

(49)

(50)

Значение коэффициента полноты индикаторной диаграммы принимается в пределах:

g= 0,92...0,95 - для дизельных двигателей.

2.2.7 Расчет эффективных показателей и определение основных размеров двигателя

Cредняя скорость поршня

Wп ср = 2×10 -3 S×neн м/с. (51)

Для современных двигателей W n ср = 5,5...10,5 м/с.

Определяем среднее условное давление механических потерь двигателя, включающие внутренние потери. Внутренние потери включают все виды механического трения, потери на газообмен, на привод вспомогательных механизмов (вентилятор, генератор, топливный, водяной и масляный насосы и др.) вентиляционные потери (движение деталей в среде воздушно-масляной эмульсии и в воздухе), газодинамические потери в дизелях с разделенными камерами сгорания.

Так как до 80 % всех механических потерь составляют потери на трение, то с приближением принимаем, что среднее условное давление механических потерь

pмп =a+b Wnср Мпа. (52)

где а и в - коэффициенты, зависящие от типа, конструкции, размеров, числа цилиндров и теплового состояния двигателей и приведены в таблице 3;

Wn ср - средняя скорость поршня, м/с.

Таблица 3. Значение коэффициентов a и b

Типы двигателя	а, МПа	b, МПа
Дизели с нераздельной камерой сгорания	0,089	0,012

Зная эффективную мощность, литраж двигателя и номинальную частоту вращения коленвала, определяем среднее эффективное давление:

МПа, (53)

Vh - рабочий объем цилиндра, л;

i - число цилиндров;

ne - частота вращения коленвала, с -1;

t - коэффициент тактности (t = 4 - для 4-х тактных двигателей);

N eн - номинальная мощность двигателя, кВт.

Среднее эффективное давление - условное постоянное давление газов за ход поршня совершающее работу, равную эффективной работе цикла.

Рабочий объем одного цилиндра (л):

Vh = Vл / i л. (54)

Для определения диаметра цилиндра D задаемся величиной S/D. В работе это отношение принимаем как у прототипа. У автотракторных двигателей

S/D = 0,9...1,3.

Диаметр цилиндра рассчитываем:

мм (57)

В соответствии с протатипом принимаем D мм.

Механический КПД двигателя:

(56)

Этот показатель характеризует степень использования работы, совершаемой газами внутри цилиндра для получения полезной работы на валу двигателя.

Эффективный КПД:

h e = hi h мп (57)

Эффективный крутящий момент для номинального режима:

нм. (58)

Здесь N e приводим в кВт, ne - в с-1 .

В качестве одного из показателей, характеризующих форсировку двигателя используется литровая мощность

кВт/л (59)

Для современных дизельных двигателей:

Nуд.л = 10 ...25 кВт/л; mуд = 5...13 кг/кВт;

Полученные результаты сводим в таблицу 4.

Таблица 4 Основные параметры двигателя и рабочего цикла

Наименование	Обозначение	Значение
Эффективная номинальная мощность, кВт	Nен	16,7
Частота вращеня номинальная, с-1	nен	29
Средняя скорость поршня, м/с	Wп ср	6,4
Среднее условное давление механических потерь, Мпа	pмп	0,177
Среднее эффективное давление, Мпа	Ре	0,684
Рабочий объем одного цилиндра, л	Vh	0,86
Диаметр цилиндра, мм	D	110
Механический КПД двигателя,		0,79
Эффективный КПД ,	h e	0,34
Эффективный крутящий момент, нм		91,7
Литровая мощность, кВт/л	Nуд.л	9,7

2.3 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ

Индикаторная диаграмма двигателя - это графическое представление процессов, составляющих рабочий цикл двигателя в координатах P-V. Давление рабочего тела Р откладываем по оси ординат, а объем занимаемый им в цилиндре двигателя V - по оси абсцисс. Поскольку этот объем является линейной функцией перемещения поршня, то для удобства часто давление откладываем как функцию перемещения (хода) поршня (S). Масштабы по осям выбираем удобными с точки зрения построения и дальнейшего считывания с графика изображенных величин. Например, для давления p = 0,05 МПа/мм. Соотношение масштабов по осям рекомендуется принимать так, чтобы высота диаграммы в 1,4...1,7 раза превышала ее основание.

В курсовой работе рекомендуется при построении индикаторной диаграммы пользоваться относительным объемом Vx = V/Vа . То есть, точка В (рис. 1), соответствующая полному объему цилиндра по оси абсцисс имеет координату равную 1, а точка А, соответствующая объему камеры сгорания координату 1/x. Отрезок ОА соответствующий объему камеры сгорания в этом случае равен: ОА = АВ/(e-1) (60)

Политропы сжатия и расширения можно строить графическими или аналитическим методом. Используем аналитический метод, при котором координаты промежуточных точек рассчитываем по формулам:

- для политропы сжатия: (61)

- для политропы расширения: (62)

Результаты расчета удобно представить в виде таблицы 2.

Отложив и соединив тонкими линиями все расчетные точки получим расчетную индикаторную диаграмму. Для получения действительной индикаторной диаграммы необходимо "скруглить" расчетную на участках, изображающих процессы сгорания и выпуска-впуска так как показано на рис 1/x. С учетом углов впрыска и воспламенения топлива, открытия и закрытия клапанов.

Таблица 2. Результаты расчета политроп сжатия и расширения

Vx=V/Va		1	0,667	0,5	0,333	0,2	0,125	0,1	1/d	1/x
1/Vx		1	1,5	2	3	5	8	10	d	e
сжат.	рx=рa(1/Vx)n1	0,090	0,150	0,230	0,400	0,810	1,550	2,100	2,310	4,190
расш.	рx=рb(1/Vx)n2	0,326	0,540	0,790	1,320	2,540	4,640	6,170	6,710	6,710