Средняя скорость поршня как мера быстроходности двигателя.

Частота вращения является лишь первичным критерием быстроходности двигателя. Определение быстроходности двигателя по средней скорости поршня также не всегда отвечает требованиям практики. С этой точки зрения более удовлетворительной является характеристика, называемая степенью быстроходности. Тихоходные (2,5 – 4,5 м/с); средней быстроходности (4,5 – 7,5 м/с); быстроходные (7,5 – 10,5 м/с). Удельный расход топлива характеризует экономичность работы двигателя и зависит от механических и тепловых потерь, качества смесеобразования и сгорания в цилиндре двигателя и других условий.

10. Определение основных размеров рабочего цилиндра, числа цилиндров и числа оборотов двигателя. Основы теплового расчета ДВС.

Основными конструктивными размерами ДВС, определяющими его габариты, массу, стоимость, срок службы и другие показатели, являются диаметр цилиндра и ход поршня. Рабочий объем цилиндра (м³) при заданной эффективной мощности равен:

Диаметр цилиндра определяется по формуле: ,

Такой способ определения основных размеров двигателя базируется на обоснованном выборе величины отношения хода поршня к диаметру цилиндра, числа цилиндров и частоты вращения коленчатого вала двигателя. Чем больше число оборотов и больше диаметр цилиндра Существуют три подхода к тепловым расчётам поршневых ДВС.

1) При самом приближённом подходе, как это делается в термодинамике, реальный цикл введением ряда упрощающих предпосылок существенно идеализируют, заменяя, процессы газообмена в цилиндре изохорным процессом отвода тепла. Сложные процессы, протекающие при сгорании топлива, заменяют суммой двух простых: изохорным и изобарным процессами подвода теплоты. Процессы сжатия и расширения

предполагаются протекающими без теплообмена, т.е. адиабатически, потери теплоты в стенки цилиндра и поршня в процессе сгорания топлива тоже не учитываются, принимаются также еще ряд других упрощений. Термодинамический расчёт по такой модели позволяет определить теоретическую работу, совершаемую двигателем, количество подведённого за цикл тепла и термический КПД цикла, характеризующий его термодинамическую эффективность. При этом в расчёт включаются приведённые ранее основные безразмерные характеристики цикла. Ориентируясь на прототип или среднестатистические значения этих безразмерных характеристик, рассчитывают параметры всех характерных точек идеализированного цикла, работу за цикл и термический КПД цикла. При таких упрощениях величина термического КПД рассчитывается по формуле: η = 1- (λ ρ^k-1)/( ε ^k-1[(λ-1)+ kλ(ρ -1)]), где k – показатель адиабаты рабочего тела.

2) При более точных инженерных расчётах (второй подход) процессы газообмена (всасывание рабочего тела и выталкивание продуктов сгорания) рассчитываются с учётом реальных особенностей этих процессов и, в первую очередь, считая, что они проходят по закону политропы. Понятно также, что из-за гидравлических сопротивлений и дросселирования потока во всасывающем тракте не удаётся заполнить цилиндр свежим зарядом массой m_т = V_hρ. Поэтому при расчётах вводится коэффициент наполнения цилиндра η_ν = m_д / m_т, и расчёт ведут по mд. Аналогично при организации газообмена не удаётся полностью удалить из цилиндра дымовые газы, и какая то часть их остаётся после выталкивания в камере сгорания. Отношение массы остаточных газов к массе свежего заряда, поступившего в цилиндр, называют коэффициентом остаточных газов η_γ = m_ог / m_д. Чтобы учесть внешние и внутренние потери в процессах сжатия и расширения, их рассчитывают как некоторые политропные со средним за процесс показателем политропы n_cж. Так, величину показателя политропы сжатия рекомендуется определять по эмпирической формуле в зависимости от частоты вращения коленчатого вала n в об/мин : n_сж =1,41(100 / n) .

3) Третий подход отличается тем, что с целью повышения точности результатов отдельные процессы и, главное – процесс сгорания, описываются дифференциальными уравнениями, отражающими законы сохранения массы, энергии и др. В частности, такой подход позволяет сформулировать дифференциальное уравнение, описывающее действительное изменение температуры газов в цилиндре по углу поворота коленчатого вала. Интегрирование проводится численным способом на ПК, что позволяет последовательно, в итеративном цикле, уточнять принятые в первоначальном варианте значения коэффициентов, повторяя расчёты до тех пор, пока предыдущие и последующие результаты приближений не будут достаточно точно повторяться и соответствовать тем интервалам, которые известны как среднестатистические для данного типа машин. В результате тепловых расчётов определяется среднее индикаторное давление по формуле и индикаторная мощность по формуле/ Приведённые выше формулы позволяют рассчитать и все другие технико-экономические характеристики двигателя.

11. Потери работоспособности в ДВС, понятие о внутреннем относительном КПД. Эффективный КПД двигателя. Среднее индикаторное и среднее эффективное давление.

Среднестатистические значения величин ε, λ и ρ наиболее удачных двигателей приводятся в литературе. Заметим, что при ρ = 1 получаем цикл карбюраторного двигателя (цикл Отто), а при λ = 1 – цикл Дизеля, который на сегодня в чистом виде практически не применяется.

Известно, что площадь цикла на p–V диаграмме определяет индикаторную (без учёта внешних потерь энергии)

работу L_i за цикл: L_i = L_расш − L_сж , где L_расш – работа продуктов сгорания в процессах расширения; L_сж – работа на сжатие рабочего тела в процессах сжатия. Если работу L_i разделить на рабочий объём цилиндра, то получим среднее индикаторное давление: p_i= L_i/V_h== L_расш – L_сж/V_h.

Заметим, что за один оборот коленвала совершается только половина цикла, поэтому и индикаторная работа за это время будет L′_i = p_iV_h / 2.

Конечно же индикаторная работа или мощность всегда меньше того количества энергии, которое получается при сжигании топлива. Все процессы в цилиндре сопровождаются теплопотерями в окружающую среду, а также интенсивным движением газа, и значит потерями, вызываемыми внутренним трением. Влияние внутренних потерь принято учитывать величиной внутреннего или индикаторного КПД ηi = Li/Q1.

Механический КПД, который в относительной форме характеризует величину механических потерь η_м = N_е/N_i=

мех /Li.

Произведение двух предыдущих КПД называют эффективным КПД: η_е =η_i η_м= L_е/ Q₁= (L_i/ Q₁) η_м.

Значит эффективная мощность – это N_е = N_iη_м.

12. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. Силы, действующие в поршневых ДВС, уравновешивание.

При проектировании ДВС обязательно проводятся кинематический и динамический анализ машины, результаты которого используются для выводов об уравновешенности машины, неравномерности вращения коленчатого вала и при расчётах на прочность и износоустойчивость отдельных деталей конструкции. Результаты такого анализа необходимы и для расчётов крутильных колебаний, возникающих в системе двигатель – потребитель энергии.

В расчётной схеме кривошипно-шатунного механизма (КШМ), выделяют следующие характеристики: длина шатуна L, радиус кривошипа R, текущий ход поршня Х, угловая скорость ω = πn / 30, угол поворота кривошипа α, угол наклона шатуна β. Анализ будем вести для установившегося режима движения, считая ω = const. При этом величина угла поворота коленвала определяется текущим временем τ: α = ωτ.

Текущий ход поршня найдётся как разность расстояний: X = (R + L) − (Lcosβ + Rcosα) .

Отношение R/L является константой геометрического подобия КШМ, её принято обозначать через λ_к: λ_к = R/L.

У современных конструкций эта величина изменяется в сравнительно узких пределах: λк = 0,24…0,31.

Максимальная скорость достигается при α + β = 90° и тогда w_max= Rω λ_к .

Рассмотрим и кинематику шатуна. Он совершает сложное плоскопараллельное движение: верхняя головка вместе с поршнем движется возвратно-поступательно, а нижняя совершает круговое движение вместе с шатунной шейкой коленвала. В результате стержень шатуна качается относительно оси цилиндра и его угловое перемещение определяется величиной угла β: β = arcsin(λ⋅sinα) .

Если последовательно дифференцировать формулу по времени, то получим выражения для угловой скорости и углового ускорения шатуна: ω_ш=dβ/ dt= λ_к ω·cosλ/cosβ; ε _ш=dω_ш / dt= ω· dω_ш / dα.

Проведём теперь динамический анализ. При работе двигателя на поршень действуют сила давления газов F_г и сила инерции поступательно движущихся масс F_j. Для динамического анализа важно знать, как силы изменяются по времени, а точнее – по α. С силами инерции всё понятно, поскольку известно ускорение. Чтобы также представить и силы давления, расчётную индикаторную диаграмму перестраивают в координаты р – α. Для этого последовательно задают значениями угла поворота αi = αi-1 + ∆α, (αi-1 = 0, ∆α = = 5…20°) и рассчитывают для каждого α значение X, находят объём газа при таком угле поворота V_α = X πD²/4 и для этого объёма V_α расчётами или по р–V диаграмме находят соответствующее давления р_α. В итоге получаем развёрнутую по углу α диаграмму давления газов на поршень р_г = f (α).

Сила давления F_г = р_гπD²/4 действует на поршень и крышку цилиндра, жёстко связанную с остовом двигателя. От поршня через шатун и коленвал она передаётся на коренные подшипники коленвала и уравновешивается за счёт упругих деформаций остова или специальных анкерных связей. Эта сила не передаётся на опоры двигателя, она внутренне уравновешена.