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 |