1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Упрощенный расчет рабочего процесса производится на стадии эскизного проектирования двигателя. Целью упрошенного теплового расчета является определение параметров рабочего процесса вновь проектируемого двигателя, при которых возможна реализация заданной мощности с минимальным расходом топлива.
Перед выполнением теплового расчета задаются следующие основные исходные данные:
Ne – эффективная мощность двигателя, кВт;
n – частота вращения коленчатого вала, мин -1;
D – диаметр цилиндра, м;
S – ход поршня, м;
i – количество цилиндров.
Для выполнения расчета использована методика теплового расчета двигателя, разработанная проф. Гриневецким В.И. и усовершенствованная проф. Мазингом Е.К. и их учениками.
Рассмотренная методика расчета отличается простотой основных расчетных формул и в то же время дает необходимое представление о качественном влиянии различных факторов на основные технико-экономические показатели рабочего процесса двигателя.
Недостатком упрощенного расчета является необходимость задаваться рядом параметров и коэффициентов, полученных в результате анализа экспериментальных исследований рабочих процессов однотипных двигателей.
Приводится необходимый материал, который поможет студенту сориентироваться в выборе численных значений необходимых параметров и коэффициентов.
Использование ЭЦВМ позволит ускорить выполнение расчета и анализа влияния отдельных факторов на технико-экономические показатели проектируемого двигателя.
1.1. Процесс наполнения
Процесс наполнения состоит в заполнении цилиндра двигателя свежим зарядом. Чем больше свежего заряда поступит в цилиндр, тем большую мощность можно получить.
В конце процесса выхлопа в цилиндрах остается некоторое количество продуктов сгорания.
Продукты сгорания, которые остаются в цилиндре к началу процесса наполнения, называются остаточными газами.
Температура остаточных газов Тr находится в пределах 900…1100 К для карбюраторных двигателей и 700…900 К для двигателей с воспламенением от сжатия. Приближенно температуру остаточных газов можно определить по следующим эмпирическим зависимостям:
– для карбюраторных двигателей
Тr = 900 + 0,025(п – 2500) + 400(α – 0,8) + 10(9,5 – ε); (1.1)
– для двигателей с воспламенением от сжатия
Тr = 600 + 0,07(п – 1500) + 250(1,8 – α) + 0,25(18 – ε). (1.2)
Давление остаточных газов рr выше давления в выхлопном ресивере (коллекторе) рр на Dрr =(0,06…0,22) бар.
В реальных двигателях масса свежего заряда меньше массы заряда, которая могла бы заполнить рабочий объем цилиндра при параметрах состояния перед впускными органами по следующим причинам:
– аэродинамическое сопротивление впускных патрубков и клапанов вызывает понижение давления газа в цилиндре по сравнению с давлением на входе;
– в начале процесса наполнения происходит расширение остаточных газов, давление рr и температура Тr которых выше соответствующих параметров состояния свежего заряда на входе в цилиндр, что приводит к заполнению части рабочего объема цилиндра Vs остаточными газами;
– остаточные газы подогревают свежий заряд;
– свежий заряд подогревается от контакта с более нагретыми стенками окружающих деталей (головка цилиндра, днище поршня, втулка цилиндра);
– кинетическая энергия потока свежего заряда преобразуется в тепловую при его торможении внутри цилиндра, что приводит к повышению температуры свежего заряда.
Для увеличения массы свежего заряда, поступающего в цилиндр, в некоторых двигателях предусматривают наддув, дозарядку цилиндра и продувку камеры сгорания.
Оценить эффективность процессов очистки и наполнения цилиндра можно при помощи коэффициента остаточных газов gr и коэффициента наполнения hv.
Отношение количества молей свежего заряда, поступившего в цилиндр, к количеству молей свежего заряда, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра при параметрах рs и Ts перед впускными органами, называется коэффициентом наполнения.
, (1.3)
где ра, Та – соответственно давление и температура в цилиндре в конце про- цесса наполнения;
| геометрическая степень сжатия (отношение полного объема цилиндра Va к объему камеры сжатия Vc). |
Величина степени сжатия выбирается в зависимости от типа и конструкции двигателя. Рекомендуемые пределы степени сжатия для различных двигателей приведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1
Тип двигателя | e |
Карбюраторные двигатели * Дизельные двигатели без наддува: с неразделенными камерами сжатия с разделенными камерами сжатия Дизельные двигатели с наддувом ** | 5,5 … 10,5
14 … 17 15 … 25 12 … 17 |
* Степень сжатия в карбюраторных двигателях выбирается в зависимости от величины октанового числа применяемых бензинов (см. табл. 1.2).
** Наблюдается тенденция в современных двигателях с наддувом к снижению степени сжатия до пределов, обеспечивающих надежное воспламенение смеси. Термический КПД при этом понижается незначительно, а механический КПД возрастает. Но значительная продолжительность работы двигателей транспортных машин на частичных нагрузках ограничивает снижение e, поэтому степень сжатия ниже e =12 не применяется.
Таблица 1.2
Октановое число | 66…72 | 72…76 | 76…85 | 85…100 |
e | 5,5…7,0 | 7,0…7,5 | 7,5…8,5 | 8,5…10,5 |
У двухтактных двигателей hv обычно относят к полезной части хода поршня Vs (1 - ys) и рассчитывают по действительной степени сжатия. Здесь ys = 0,1…0,2 – доля хода поршня, потерянная на окна. Коэффициент наполнения, отнесенный к полному ходу поршня, равен hv′ = hv (1 - ys).
Отношение количества молей остаточных газов к количеству молей свежего заряда в цилиндре называется коэффициентом остаточных газов.
. (1.4)
Температура в цилиндре в конце процесса наполнения рассчитывается по формуле:
, (1.5)
где DT = DTкин + DTст – повышение температуры за счет преобразования кинетической энергии потока свежего заряда в тепловую и за счет подогрева заряда от контакта с нагретыми стенками окружающих деталей.
Величину подогрева заряда за счет преобразования кинетической энергии можно определить, приняв процесс адиабатным:
. (1.6)
Здесь к = 1,4 – показатель адиабаты;
рср – среднее давление в цилиндре в процессе наполнения.
Численное значение рср можно найти из приближенной зависимости:
.
Для двигателей с воспламенением от сжатия DТкин = 5…10 К, а для карбюраторных DТкин = 10… 25 К. Подогрев заряда от стенок окружающих деталей Dtcт = 3…15 К.
Для определения давления в конце процесса наполнения без учета дозарядки цилиндра рекомендуют следующие приближенные эмпирические зависимости:
для карбюраторных двигателей без наддува
(1.7)
для карбюраторных двигателей с наддувом
(1.8)
для четырехтактных дизелей без наддува
(1.9)
для четырехтактных дизелей с наддувом
(1.10)
для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой
(1.11)
для двухтактных дизелей с контурной продувкой
, (1.12)
Меньшие значения относятся к высокооборотным двигателям, а большие - к малооборотным.
Для справок в таблице 1.3 приведены ориентировочные значения основных параметров процесса наполнения, полученные при испытаниях двигателей на номинальном режиме.
Таблица 1.3
Тип двигателя | gг | hv | DТ* |
Карбюраторные двигатели: |
| 0,75…0,90 |
|
без наддува | 0,05…0,10 |
| 15…40 |
с наддувом | 0,04…0,08 |
| 10…25 |
Дизельные четырехтактные двигатели без наддува: | 0,03…0,06 | 0,80…0,90 |
|
с неразделенными камерами сгорания |
|
| 10…20 |
с разделенными камерами сгорания |
|
| 15…25 |
Дизельные четырехтактные двигатели с наддувом | 0,01…0,03 | 0,85…1,15 | 5…15 |
Двухтактные дизельные двигатели: |
| 0,85…1,15 | 5…15 |
с прямоточной продувкой | 0,04…0,10** |
|
|
с контурной продувкой | 0,07…0,20 |
|
|
* Для двигателей с воздушным охлаждением DТ = 30…60 К.
** Меньшие значения для щелевой, а большие – для клапанно-щелевой продувки.
1.2. Порядок выполнения расчета процесса наполнения
Тепловой расчет рабочего процесса выполняют для стандартных условий окружающей среды. Давление окружающей среды принимают ро = 1,013 бар. Температура окружающей среды То = 288 К.
1.2.1. Давление свежего заряда перед впускными органами двигателя ps.
Карбюраторные двигатели без наддува
,
где D ркар – падение давления в карбюраторе, принимают D ркар = 0,02…0,06 бар;
D рф – аэродинамическое сопротивление воздушного фильтра, бар.
Согласно [8] допустимое аэродинамическое сопротивление воздушных фильтров бензиновых автомобильных двигателей не должно превышать 0,05 бар.
Примем D рф = 0,03…0,05 бар.
Карбюраторные двигатели с наддувом
.
Давление наддува рк ориентировочно можно выбрать по приближенной зависимости
.
Здесь lн – степень повышения мощности за счет применения наддува
где 
– мощность двигателя с наддувом;
– мощность двигателя без наддува.
За счет применения низкого наддува (до рк = 1,9 бар) можно повысить мощность двигателя на 20…30%. Средний наддув (рк = 1,9…2,5 бар) обеспечивает увеличение мощности на 35…50%.
Дизельные двигатели без наддува
.
По ГОСТ 12627-80 для тракторных дизелей сопротивление чистого фильтра не должно превышать 0,04 бар, а загрязненного – 0,07 бар. Для автомобильных дизелей [8] это сопротивление должно находиться в пределах 0,035…0,040 бар. По результатам испытаний отечественных фильтров [11] при выполнении теплового расчета можно принимать
Дизельные двигатели с наддувом (без охлаждения наддувочного воздуха)
.
Ориентировочно давление наддува рк можно определить по эмпирическим формулам:
– для четырехтактных двигателей;
– для двухтактных двигателей.
Среднее эффективное давление определяется по заданным исходным данным
,
где 
– рабочий объем цилиндра, м3;
z – количество оборотов коленчатого вала, необходимое для совершения рабочего цикла двигателя (для четырехтактных двигателей z = 2, для двухтактных – z = 1).
Дизельные двигатели с наддувом и охлаждением наддувочного воздуха
.
Аэродинамическое сопротивление охладителя наддувочного воздуха 
, но не должно превышать 0,049 бар.
1.2.2. Давление в конце процесса наполнения ра определяется по формулам (1.7…1.12) в зависимости от типа двигателя.
1.2.3. Температура остаточных газов Тr рассчитывается по формуле (1.1) для карбюраторных двигателей и по формуле (1.2) – для дизельных.
1.2.4. Давление остаточных газов рr ориентировочно определяется по эмпирической формуле
,
где коэффициент a = 0,3…0,5;
рр – давление в выпускном ресивере.
Для двигателей без наддува и с наддувом или продувкой, осущест- вляемыми приводным нагнетателями 
, здесь коэффициент b = (0,01…0,05) учитывает сопротивление выхлопного тракта двигателя. Для двигателей с газотурбинным наддувом рр » рт. Давление газа перед турбиной рт может быть принято из соотношения рт = (0,72…0,86) рк. Меньшие значения относятся к большим величинам рк, а большие – к меньшим.
1.2.5. Коэффициент остаточных газов gr, принимается по данным таблицы 1.3 с учетом типа и конструкции двигателя.
1.2.6. Температура свежего заряда перед впускными органами двигателя Ts:
для карбюраторных двигателей без наддува 
,
где DТисп = 17/ a – понижение температуры свежего заряда за счет испарения топлива (здесь a = 0,85…0,95 – коэффициент избытка воздуха на номинальном режиме работы двигателя);
для карбюраторных двигателей с наддувом (без охлаждения наддувочного воздуха) 
.
Температура воздуха на выходе из компрессора агрегата наддува
,
где u = 1,04…1,10 – коэффициент, учитывающий охлаждение воздуха в компрессоре за счет отвода теплоты через его стенки;
hад = 0,65…0,87 – адиабатный КПД компрессора;
к = 1,4 – показатель адиабаты;
для дизельных двигателей без наддува Тs=T0;
для дизельных двигателей с наддувом (без охлаждения наддувочного воздуха) Тs=Tк, при этом Тк не должно превышать 360 К;
для дизелей с наддувом и охлаждением наддувочного воздуха 
, здесь DТонв = 20…60 К – понижение температуры в охладителе наддувочного воздуха. Точное значение DТонв можно получить только после выполнения расчета охладителя наддувочного воздуха, поэтому приближенно принимают DТонв = (335…345) К. Охлаждение наддувочного воздуха целесообразно применять при Тs > 360 К.
1.2.7. Температура заряда в конце процесса наполнения Tа определяется по формуле (1.5). Величина повышения температуры DТ выбирается в пределах, рекомендованных в таблице 1.3.
1.2.8. Коэффициент наполнения hv рассчитывается по формуле (1.3).
1.2.9. Расчетная величина коэффициента остаточных газов grр может быть получена по формуле (1.4). Если | grр - gr | > 0,001, расчет повторяют, начиная с п. 1.2.5, приняв значение gr равным grр.
1.3. Процесс сжатия
Предварительное сжатие рабочего тела в цилиндре двигателя служит для:
расширения перепада температур, в котором осуществляется рабочий цикл, что повышает термический КПД цикла;
обеспечения максимально возможной степени расширения продуктов сгорания в течение рабочего хода поршня, т.е. увеличения работы расширения;
создания условий, необходимых для надежного воспламенения и качественного сгорания топлива.
В начале процесса сжатия заряд подогревается при соприкосновении с более горячими стенками окружающих деталей (втулки цилиндра, днища поршня, головки цилиндра). По мере сжатая заряда повышается его температура и количество передаваемой теплоты от стенок к заряду уменьшается. Когда температура заряда становится равной средней температуре стенок, наступает мгновенный адиабатный процесс. При дальнейшем сжатии заряда его температура становится выше температуры окружающих деталей и начинается отвод теплоты от заряда.
Таким образом, каждый элементарный участок процесса сжатия в реальном двигателе представляет собой политропный процесс. При этом показатель политропы сжатия изменяется по всей линии сжатия.
Для упрощения практических расчетов рабочего цикла двигателя переменный показатель политропы сжатия заменяют условным постоянным средним показателем nc = Const.
Величина среднего показателя политропы сжатия выбирается так, чтобы при тех же значениях параметров состояния рабочего тела в начале и в конце процессов работа сжатия с условным постоянным показателем политропы была бы равной работе действительного процесса сжатия с переменным показателем политропы.
Величина среднего показателя политропы сжатия nc зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя, интенсивности охлаждения цилиндров двигателя и особенно его поршней. Суммарный отвод теплоты от заряда за процесс сжатия получается незначительным. Величина nc может быть оценена по среднему показателю адиабаты сжатия для соответ- ствующих значений e и Т [10]:
для карбюраторных двигателей 
;
для дизельных двигателей 
.
У карбюраторных двигателей nc обычно ниже, чем у дизелей, т.к. в процессе сжатия бензо-воздушной смеси происходит испарение топлива.
1.4. Порядок расчета процесса сжатия
В тепловом расчете необходимо определить давление рс и температура Тс в конце процесса сжатия.
1.4.1. Сначала выбирают среднее значение показателя политропы сжатия в пределах, рекомендуемых в таблице 1.4.
1.4.2. По выбранному значению nc можно определить величину показателя адиабаты сжатия kс:
для карбюраторных двигателей 
;
для дизельных двигателей 
, т.е. kc»nc.
1.4.3. Затем проверяют величину kс по формуле
(1.13)
здесь mR = 8,314 кДж/(кмоль × К) – универсальная газовая постоянная.
Если | kср - kс | £ 0,002, принимают kс = kср. Если погрешность выбора kс превышает заданную, необходимо повторить расчет по формуле (1.13), приняв kс = kср.
1.4.4. Уточняют величину nc:
для карбюраторных двигателей ;
для дизелей 
.
1.4.5. По формулам связи между параметрами рабочего тела в политропном процессе определяется давление в конце процесса сжатия
и температура в конце процесса сжатия
.
Пределы значений параметров процесса сжатия на номинальном режиме работы для современных двигателей приведены в табл. 1.4.
Таблица 1.4
Тип двигателя | nc, бар | рc, бар | Тc, К |
Карбюраторный | 1,32…1,37 | 9…20 | 550…800 |
Дизель без наддува | 1,34…1,40 | 30…50 | 750…950 |
Дизель с наддувом | 1,33…1,38 | 50…100 | 800…1100 |
1.5. Процесс сгорания
1.5.1. Количество воздуха, необходимое для сгорания
Основным видом топлива для большинства ДВС является жидкое топливо, полученное в результате перегонки нефти.
Если обозначить массовые доли отдельных компонентов знаками соответствующих химических элементов, то для 1 кг топлива можно записать
.
Основные характеристики средних по составу жидких моторных топлив приведены в таблице 1.5.
Таблица 1.5
Топливо | С | Н | О | mт, кг/кмоль | Qн, кДж/кг |
Автомобильный бензин | 0,855 | 0,145 | – | 100…120 | |
Дизельное топливо | 0,870 | 0,126 | 0,004 | 180…200 |
Количество воздуха в кмоль, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, можно определить по формуле
, (1.14)
или, выражая количество воздуха в килограммах:
. (1.15)
В реальных двигателях, особенно дизельных, невозможно получить однородную топливно-воздушную смесь. Неизбежна неодинаковая концентрация топлива в различных точках камеры сгорания. Поэтому для обеспечения полного сгорания топлива в цилиндр нужно подавать больше воздуха, чем теоретически необходимо.
Отношение действительного количества воздуха, поступившего в цилиндр, к теоретически необходимому для полного сгорания топлива называется коэффициентом избытка воздуха.
Рекомендуемые пределы значений коэффициента избытка воздуха для различных двигателей (на номинальной мощности) даны в таблице 1.6.
1.5.2. Коэффициенты молекулярного изменения
В процессе сгорания изменяется количество молей газа в цилиндре двигателя.
Отношение количества молей продуктов сгорания к количеству молей свежего заряда называется теоретическим коэффициентом молекулярного изменения b0.
Для карбюраторных двигателей при a ³ 1.
, (1.16)
где mт – молекулярная масса топлива.
Для карбюраторных двигателей при a < 1
. (1.17)
Для дизелей
(1.18)
Теоретический коэффициент молекулярного изменения не учитывает наличие в цилиндре остаточных газов. В.И. Гриневецкий ввел понятие действительного коэффициента молекулярного изменения b.
Отношение количества молей газа в цилиндре в конце процесса сгорания к количеству молей газа в начале процесса сгорания называется действительным коэффициентом молекулярного изменения
. (1.19)
Численные значения действительного коэффициента молекулярного изменения находятся в пределах b = 1,06…1,12 для карбюраторных двигателей и b = 1,02…1,05 для дизелей.
1.5.3. Определение температуры и давления в конце процесса сгорания
Температуру в конце процесса сгорания Тz определяют из уравнения сгорания:
для карбюраторных двигателей
(1.20)
для дизельных двигателей
(1.21)
где xz – коэффициент использования теплоты до точки z (см. табл. 1.6);
mт – молекулярная масса топлива (см. табл. 1.5), кг/кмоль;
Qн – низшая теплота сгорания топлива (см. табл. 1.5), кДж/кг;
DQн – потеря теплоты вследствие химической неполноты сгорания в карбюраторных двигателях при a < 1, кДж/кг
(1.22)
при a ³ 1 DQн = 0;
mсvmc – средняя удельная мольная изохорная теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия, кДж/(кмоль К)
(1.23)
mсvmz – средняя удельная мольная изохорная теплоемкость продуктов сгорания, кДж/(кмоль К) (в конце процесса сгорания):
при a ³ 1 
(1.24)
при a < 1 
(1.25)
mR = 8,314 – универсальная газовая постоянная, кДж/(кмоль К);
– степень повышения давления;
рz – максимальное давление сгорания принимается в зависимости от конструкции и типа двигателя, ориентируясь на достигнутую в реальных двигателях данного типа величину (см. табл. 1.6), бар;
bz – действительный коэффициент молекулярного изменения до точки z;
, (1.26)
где 
– доля топлива, сгоревшего до точки z;
xb – полный коэффициент использования теплоты (см.табл.1.6).
Степень предварительного расширения r для дизелей определяется по формуле
. (1.27)
Численные значения основных параметров процесса сгорания при работе двигателя на номинальном режиме приведены в таблице 1.6.
1.6. Порядок расчета процесса сгорания в карбюраторных двигателях
1.6.1. По формуле (1.14) рассчитывают количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива, предварительно выбрав значения массовых долей компонентов из таблицы 1.5.
1.6.2. Для номинального режима работы двигателя выбирают величину коэффициента избытка воздуха в пределах a = 0,85…0,95. По таблице 1.5 принимают величину молекулярной массы топлива mт.
1.6.3. По формуле (1.17) определяется теоретический коэффициент молекулярного изменения bо.
1.6.4. Действительный коэффициент молекулярного изменения b вычисляют по формуле (1.19).
1.6.5. По таблице 1.6 выбирают xz и xb и определяют долю топлива, сгоревшего до точки z, который должен находиться в пределах хz =0,93…0,95.
1.6.6. Вычисляют действительный коэффициент молекулярного изменения до точки z по формуле (1.26).
1.6.7. Принимают величину низшей теплоты сгорания топлива Qн по таблице 1.5.
1.6.8. По формуле (1.22) рассчитываются потери теплоты от неполноты сгорания топлива DQн.
1.6.9. Вычисляют среднюю удельную мольную изохорную теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия по формуле (1.23).
1.6.10. Упрощают выражение (1.25) для определения средней удельной мольной изохорной теплоемкости продуктов сгорания до точки z, подставив выбранное значение a.
1.6.11. Подставляют полученные численные значения величин в уравнение сгорания (1.20) и приводят его к виду 
.
1.6.12. Определяют корень уравнения
.
Второй корень уравнения не имеет смысла.
1.6.13. Максимальное давление сгорания вычисляется по формуле:
. (1.28)
1.6.14. Рассчитывают степень повышения давления .
1.7. Порядок расчета процесса сгорания в дизельных двигателях
1.7.1. По формуле (1.14) и принятым по таблице 1.5 значениям массовых долей компонентов рассчитывается количество воздуха Lо, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива.
1.7.2. По таблице 1.6 выбирают величину коэффициента избытка воздуха a в зависимости от конструкции камеры сгорания.
1.7.3. Определяют теоретический коэффициент молекулярного изменения b0 по формуле (1.18).
1.7.4. По формуле (1.19) вычисляют действительный коэффициент молекулярного изменения b.
1.7.5. По таблице 1.6 выбирают xz и xb и определяют долю топлива, сгоревшего до точки z, который должен находиться в пределах хz =0,75…0,85.
1.7.6. Вычисляют действительный коэффициент молекулярного изменения до точки z по формуле (1.26).
1.7.7. По таблице 1.5 принимают низшую теплоту сгорания топлива Qн.
1.7.8. Выбирают величину максимального давления сгорания по таблице 1.6.
1.7.9. Определяют степень повышения давления .
1.7.10. По формуле (1.23) вычисляют среднюю удельную мольную изохронную теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия.
1.7.11. Подставляют в формулу (1.24) для определения средней удельной изохронной теплоемкости в конце процесса сгорания выбранное значение a и упрощают ее, приведя к виду 
.
1.7.12. Уравнение сгорания (1.21) приводят к виду 
, подставив в него полученные численные значения входящих величин.
Таблица 2.6
Тип двигателя | a | Рz, бар | l | xz | xb | tz, к | r | ||
Карбюраторные: – с искровым зажиганием – с форкамерно-факельным зажиганием Дизели с неразделенными камерами сгорания: – без наддува – c наддувом Дизели с камерой в поршне Вихрекамерные дизели Предкамерные дизели |
0,8…1,15*
1,15…1,5
1,5…2,0 1,7…2,2 1,4…1,9 1,3…1,6 1,35…1,65 |
30…70
50…100 70…150 60…95 50…80 50…80 |
3,2…4,3
1,6…2,3 1,2…1,7 1,5…2,1 1,3…1,8 1,2…1,7 |
0,8…0,92
0,75…0,85 0,60…0,80 0,65…0,75 0,60…0,75 0,60…0,75 |
0,85…0,95
0,82…0,87 0,85…0,92 0,80…0,90 0,80…0,90 0,80…0,90 |
2200…2800
1600…2100 1800…2800 1700…2100 1700…2000 1700…2000 |
1,0
1,1…1,3
1,15…1,5 1,3…1,7 1,3…1,7 | ||
* На номинальной мощности a=0,85…0,95 | |||||||||
1.7.13. Определяют корень уравнения
.
Второй корень уравнения не имеет смысла.
1.7.14. По формуле (1.27) рассчитывают степень предварительного расширения r.
1.8. Процесс расширения
В процессе расширения тепловая энергия продуктов сгорания превращается в механическую работу. Расширение рабочего тела сопровождается значительным отводом теплоты через стенки окружающих деталей.
В начале процесса потери теплоты компенсируются догоранием топлива и частичным восстановлением продуктов диссоциации, сопровождающимся выделением теплоты. Показатель политропы в начале процесса расширения стремится к 1.
В конце расширения определяющее влияние на протекание процесса оказывают потери теплоты через стенки. Величина показателя политропы достигает 1,5…1,6.
Как и в случае сжатия заряда, реальный процесс расширения заменяется условным политропным процессом с постоянным средним показателем политропы nр. Величина nр выбирается так, чтобы при одинаковых начальных и конечных параметрах состояния продуктов сгорания в условном и реальном процессах совершаемая газами работа в процессе с постоянным средним значением показателя политропы равнялась работе реального процесса.
Численное значение nр может быть получено из уравнения первого закона термодинамики для процесса расширения:
для карбюраторных двигателей
(1.29)
для дизельных двигателей
(1.30)
где mсvmb – средняя удельная мольная изохорная теплоемкость в конце процесса расширения (вычисляется по формулам (1.24) и (1.25) по температуре Тb), кДж/(кмоль × К).
Параметры состояния рабочего тела в конце процесса расширения определяются по формулам:
, (1.31)
. (1.32)
Здесь d – степень последующего расширения. Для карбюраторных двигателей d = e, для дизельных d = e / r.
После определения параметров газа в точке b рассчитывают температуру остаточных газов по формуле:
. (1.33)
Если расхождение между рассчитанной температурой остаточных газов Trp и принятой приближенно в начале расчета их температурой Tr будет более ± 10%, то расчет нужно повторить, начиная с пункта 1.2.3.
Ориентировочные пределы численных значений параметров, характеризующих процесс расширения при работе двигателей на номинальном режиме, приведены в таблице 1.7.
Таблица 1.7
Тип двигателя | nр | рb, бар | Тb, К |
Карбюраторный Дизельный | 1,20…1,30 1,15…1,35 | 3,5…6,0 2,5…6,0 | 1200…1700 1000…1300 |
1.9. Порядок расчета процесса расширения в карбюраторных двигателях
1.9.1. По упрощенной при расчете процесса сгорания зависимости определяют величину средней удельной мольной теплоемкости продуктов сгорания mcvmz до точки z.
1.9.2. Ориентировочное значение показателя политропы расширения можно выбрать, используя эмпирическую зависимость
(1.34)
1.9.3. Вычисляют приближенное значение температуры в конце процесса расширения Тb' по формуле (1.32), учитывая, что d = e.
1.9.4.По упрощенной формуле (1.25) находят приближенное значение средней удельной мольной теплоемкости продуктов сгорания в конце процесса расширения mcvmb (по температуре Тb').
1.9.5. Из уравнения (1.29) методом последовательных приближений определяют значение среднего показателя политропы расширения nр. Если | nр – nр' | > 0,002, принимают nр' = nр и повторяют расчет с пункта 1.9.2.
1.9.6. После уточнения значения nр вычисляют рb и Tb по формулам (1.31) и (1.32).
1.9.7. По формуле (1.33) оценивается точность численного значения принятой в начале расчета температуры остаточных газов Tr.
1.10. Порядок расчета процесса расширения в дизельных двигателях
1.10.1. Определяют степень последующего расширения d = e/r.
1.10.2. По упрощенной при расчете процесса сгорания зависимости находят величину средней удельной мольной теплоемкости продуктов сгорания mcvmz до точки z.
1.10.3. Величину среднего показателя политропы расширения ориентировочно выбирают по эмпирической формуле
. (1.35)
1.10.4. Вычисляем приближенное значение температуры Тb' по формуле (1.32).
1.10.5. По температуре Тb',используя упрощенную формулу (1.25), находят приближенное значение средней удельной мольной теплоемкости продуктов сгорания в конце процесса расширения mcvmb.
1.10.6. Методом последовательных приближений определяют значение среднего показателя политропы расширения nр из уравнения (1.30). Если | nр – nр' | > 0,002, принимают nр' = nр и повторяют расчет с пункта 1.10.3.
1.10.7. Используя уточненное значение nр по формулам (1.31) и (1.32), рассчитывают рb и Тb.
1.10.8. По формуле (1.33) оценивается точность численного значения температуры остаточных газов Tr, принятого в начале расчета.
1.11. Основные показатели рабочего процесса двигателя
Технико-экономические показатели, характеризующие работу двигателя, подразделяются на индикаторные и эффективные.
Индикаторные показатели поршневых ДВС характеризуют качество протекания рабочего процесса в цилиндре двигателя. Они учитывают только тепловые потери в самом цилиндре в различных процессах рабочего цикла двигателя.
1.11.1. Среднее индикаторное давление
Средним индикаторным давлением называется условное постоянное давление, которое, действуя на поршень в течение одного хода поршня от верхней мертвой точки (ВМТ) до нижней мертвой точки (НМТ), совершает работу, равную работе цикла, полученной из индикаторной диаграммы.
Среднее индикаторное давление определяется по формулам:
для карбюраторных двигателей
; (1.36)
для дизельных двигателей
; (1.37)
здесь jn – коэффициент полноты диаграммы, учитывающий влияние скругления индикаторной диаграммы в реальных двигателях.
Для карбюраторных двигателей jn = 0,94…0,97. Для четырехтактных дизелей с неразделенной камерой сжатия jn = 0,92…0,96, а для четырехтактных дизелей с разделенными камерами сгорания jn = 0,90…0,95, причем меньшие значения относятся к предкамерным, а большие – к вихрекамерным двигателям. Для двухтактных дизелей с клапанно-щелевой продувкой jn = 0,94…0,98, а со щелевой продувкой jn = 1.
1.11.2. Индикаторная мощность
Мощность, развиваемая газами в цилиндрах двигателя, называется индикаторной мощностью.
, (1.38)
где – рабочий объем цилиндра, м3;
z – количество оборотов коленчатого вала, необходимое для совершения рабочего цикла двигателя.
1.11.3. Индикаторный КПД двигателя
Отношение работы реального цикла двигателя к теплоте, выделившейся при сгорании топлива, называется индикаторным КПД.
(1.39)
1.11.4. Удельный индикаторный расход топлива
Расход топлива на 1 кВт·ч индикаторной работы определяется по зависимости
. (1.40)
Пределы численных значений основных индикаторных показателей современных двигателей при работе на номинальном режиме приведены в таблице 1.8.
Эффективные показатели ДВС характеризуют совершенство конструкции двигателя в целом. Они учитывают не только потери теплоты в цилиндрах, но и механические потери, т.е. качество изготовления и сборки узлов двигателя.
Мощность, развиваемая на фланце коленчатого вала двигателя, называется эффективной мощностью и обозначается Nе:
(1.41)
где Nм – мощность механических потерь.
Таблица 1.8
Тип двигателя | рi, бар | hi | gi, г /(кВт×ч) |
Карбюраторные: – без наддува – с наддувом Четырехтактные дизели: – без наддува – с наддувом Двухтактные дизели: – без наддува – с наддувом |
7…15 9…20
7…11 9…25
5…9 8…18 | 0,26…0,40
0,41…0,53
0,39…0,48 | 205…320
160…220
175…230 |
Механические потери состоят из потерь на преодоление трения между движущимися деталями двигателя, на привод вспомогательных механизмов и агрегатов, на совершение работы насосных ходов (в четырехтактных двигателях) и на привод продувочного агрегата (в двухтактных двигателях). Для того, чтобы исключить влияние на величину механических потерь частоты вращения коленчатого вала и объема цилиндров двигателя, целесообразно использовать для их оценки среднее давление механических потерь рм.
Точно определить величину механических потерь можно только в процессе стендовых испытаний головного образца двигателя. В стадии эскизного проектирования рм определяют по приближенным эмпирическим зависимостям:
для карбюраторных двигателей
; (1.42)
для четырехтактных дизелей с неразделенной камерой сгорания
; (1.43)
для вихрекамерных дизелей
; (1.44)
для предкамерных дизелей
; (1.45)
для двухтактных дизелей
. (1.46)
Здесь сm=S×n /30 – средняя скорость поршня, м / с.
Если мощность механических потерь учесть в виде среднего давления рм, то получим
, (1.47)
где ре – среднее эффективное давление.
Средним эффективном давлением называется условное постоянное давление, отнесенное к одному ходу поршня и соответствующее эффективной работе цикла.
Отношение эффективной мощности двигателя к индикаторной мощности называется механическим КПД двигателя:
. (1.48)
Эффективным КПД двигателя называется отношение количества теплоты, превращенной в эффективную работу, к количеству теплоты, выделенной при сгорании топлива:
. (1.49)
Удельным эффективным расходом топлива называется количество топлива, необходимое для получения единицы эффективной работы:
. (1.50)
Эффективную мощность двигателя можно посчитать как
. (1.51)
Если полученное расчетом значение эффективной мощности двигателя отличается от заданной мощности больше чем на (–3)…(+5)%, т.е. –0,03< 
< 0,05, то расчет нужно повторить, изменив принятые параметры рабочего процесса (рк, a, рz и т.п.).
Дата добавления: 2015-10-21; просмотров: 24 | Нарушение авторских прав
| <== предыдущая лекция | | | следующая лекция ==> |
| | | Главный государственный |
–