Розрахунок процесу розширення

Тиск газів у кінці процесу, МПа,

, 5.16

де δ - ступінь подальшого розширення; для карбюраторних і газових двигунів приймають δ=ε, для дизелів – δ= ;

n₂ – середній показник політропи розширення, для карбюраторних двигунів n₂ = 1,23…1,3; для дизелів n₂ = 1,18…1,28 [1,2].

Тиск у кінці процесу розширення для карбюраторних та газових двигунів може бути Р_b=0,2…0,4 МПа [1,2].

Температура газів у кінці розширення, К

Т_в= 5.17

Для карбюраторних і газових двигунів Т_в =1200…1500 К; для дизелів

Т_в = 1000…1200 К[1,2].

Об’єм циліндра в кінці розширення, л. V_в=V_а.

6 Визначення індикаторних показників роботи ДВЗ

Метою роботи є придбання навичок з розрахунку індикаторних показників роботи ДВЗ. Зміст роботи полягає в побудові індикаторної діаграми та визначення середнього індикаторного тиску, потужності, крутного моменту, к.к.д., а також питомих індикаторних витрат палива. Середній індикаторний тиск визначається як теоретичним розрахунком так і за допомогою індикаторної діаграми.

6.1. Побудова індикаторної діаграми

Індикаторну діаграму в координатах V – р будують із метою перевірки вірогідності одержаних аналітичним способом значень параметрів робочого тіла, а також наочного представлення протікання робочого циклу ДВЗ.

Діаграму ( мал. 5.1) необхідно будувати на аркуші міліметрового паперу формату А4 або А3 у такому порядку :

1. Вибрати масштаби об’єму і тиску такими, щоб індикаторна діаграма займала всю площу аркуша, а її висота була в 1,2…1,7 разу більше від довжини;

2. Нанести на осях діаграми рівномірні шкали об’єму

V(0,1; 0,2; 0,3…л) і тиску Р (1; 2; 3…МПа);

3. Позначити на осі абсцис об’єм камери стиску V_с (V_z), л, та повний об’єм циліндра V_a(V_b), л, а на індикаторній діаграмі характерні точки циклу – r, a, c, z^΄, z, b.

Дані для побудови політропних процесів стиску і розширення отримують аналітичним способом [1]. Для цього робочий об’єм циліндра поділяється на частки ( не менше ніж 5), для яких визначаються значення об’ємів V_і. Відповідні їм значення тиску визначаються із залежностей:

на лінії стиску Р_сі = Р_а 6.1

на лінії розширення Р_рі = Р_z 6.2

де V_z = V_c – для карбюраторних двигунів;

V_z = ρV_c – для дизелів;

ρ – ступінь попереднього розширення.

Розрахунок проміжних значень тиску виконують у таблиці (табл. 6.1.)

Значення тиску в проміжних точках діаграми

Таблиця 6.1

Vі , л			Рсі, МПа			Ррі, МПа

Нанесені на діаграму проміжні точки стиску і точки розширення з’єднують плавними кривими. Після цього добудовують процеси газообміну й одержують розрахункову індикаторну діаграму.

З метою максимального наближення розрахункової діаграми до індикаторної діаграми реального ДВЗ її слід округлити, як показано на мал. 6.1. і 6.2. При округленні враховується, що в реальному двигуні внаслідок випередження запалювання або впорскування пального робоча суміш займається ще до приходу поршня у в.м.т., і тому тиск значно підвищується в кінці процесу стискання; процес згоряння відбувається при змінному об’ємі; дійсний максимальний тиск кінця згоряння для карбюраторних і газових двигунів менший від розрахункового на 15%, тобто Р_zд=0,85Р_z ( точка z^΄); відкриття випускного клапана до приходу поршня в н.м.т. зменшує тиск у кінці розширення.

Процеси газообміну – впуск та випуск (відповідно Р_а і Р_r) зображуються умовними лініями постійного тиску, які на індикаторній діаграмі проводяться приблизно на відстані в 1 мм нижче й вище від лінії атмосферного тиску Р_о.

Положення точки С^΄, яка відповідає початку відхилення кривої згоряння від кривої стиску, залежить від кута випередження запалювання суміші ( точка С) у карбюраторному або газовому двигуні чи початку впорскування пального ( точка f) у дизелі, і може бути визначена за формулою

V_c΄= V_с+ 6.3

де V_c΄- об’єм циліндра в точці С΄, л;

φ – кут випередження запалювання або початку впорскування пального, град. п.к.в;

l – геометричний конструктивний параметр, що являє собою відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна;

l = 6.4

де R, L_ш – відповідно радіус кривошипа та довжини шатуна, які приймаються за даними двигуна-прототипу. Якщо такі дані відсутні, то для автотракторних двигунів слід приймати l=0,2…0,3 [1,2].

Положення точки С˝ орієнтовно визначається із залежності, МПа,

Р_С˝ = (1,2…1,25) Р_С 6.5

Положення точки b΄ визначається кутом випередження випуску за прототипом, а точку b″ розташовують між точками а і b.

За індикаторною діаграмою для контролю її достовірності визначають середній індикаторний тиск, МПа,

Р_ід = , 6.6

де F_{aa′c″zb′b″a} площа індикаторної діаграми, мм;

L – відстань від в.м.т. до н.м.т., мм;

m_p– масштаб тиску, МПа/мм.

Розбіжність у значеннях Р_і, установлених за формулою 6.6. і Р_і, визначених аналітичним способом (п.п.5.6.1.) не повинна перевищувати 3%.

6.2. Визначення індикаторних показників за теоретичними розрахунками

Р_і= к_п,і 6.7

Дизелі:

Р_і=к_п,і 6.8

де к_п,і – коефіцієнт повноти індикаторної діаграми, який враховує зменшення її площини внаслідок відхилення реальних процесів від теоретичних к_п,і= 0,92...0,97, менше значення для дизелів більше для карбюраторних ДВЗ.

Індикаторна потужність двигуна, кВт,

N_і= 6.9

де z – число циліндрів; визначають за прототипом;

τ – тактність двигуна, для чотиритактних двигунів - τ=4, для двотактних -2

Індикаторний крутний момент, Н·м,

М_і = , 6.10

де n – частота обертання колінчастого вала двигуна (наведена в завданні для теплового розрахунку).

Індикаторний ККД двигуна.

Для двигунів, які працюють на рідкому моторному паливі,

η_і = 8,314 6.11

для газових двигунів

η_і = 317,15 6.12

Нижчу теплоту згоряння палива Q_н^р слід підставляти у формулу (6.4) в кДж/кг, а (5.12) – в МДж/кг.

Для карбюраторних і газових двигунів на номінальному режимі роботи індикаторний ККД знаходиться в межах η_і = 0,28…0,33; для дизелів –

η_і = 0,42…0,47 [1,2].

Питомі індикаторні витрати палива.

Для рідкого палива, г (кВт·год),

g_і = 6.13

Для газового палива, м³/(кВт·год),

V_і = 6.14

Нижчу теплоту згоряння Q_н^р у формулі (6.13) треба підставляти в МДж/кг, а в (6.14.) – МДж/м³.

Для карбюраторних двигунів питомі індикаторні витрати палива звичайно можуть бути в межах g_і = 245…300 г/(кВт·год) [1,2].

7. Визначення ефективних показників двигуна

Середній ефективний тиск, МПа,

Р_е = Р_і –Р_м, 7.1

де Р_м – середній тиск механічних витрат, МПа;

Р_{м =} А_м + В_мС_n, 7.2

А_м і В_м – дослідні коефіцієнти, які визначаються залежно від типу і конструкції двигуна:

для карбюраторних восьмициліндрових двигунів при <1,

А_м = 0,039; В_м= 0,0132;

- для карбюраторних двигунів із числом циліндрів до шести і ,

А_м = 0,034; В_м= 0,0113;

- для карбюраторних двигунів із числом до шести і >1,

А_м = 0,049; В_м= 0,0152;

- для чотиритактних дизелів із неподільними камерами згоряння

А_м = 0,089; В_м= 0,0118;

- для передкамерних дизелів

А_м = 0,083; В_м= 0,0125;

- для автотракторних двигунів : Р_м = 0,14…0,25 МПа [1].

С_п – середня швидкість поршня, м/с,

С_П= 7.3

де S – хід поршня, м.

Для карбюраторних двигунів ефективний тиск може бути:

Р_е=0,5…0,75МПа; для дизелів Р_е=0,55…0,85МПа[1,2].

Ефективна потужність, кВт,

N_е= , 7.4

Ефективний крутний момент, Н·м,

М_е= 7.5

Ефективний ККД

η_е=η_і·η_м, 7.6

де η_м - механічний ККД

η_м= 7.7

Механічний ККД для карбюраторних і газових двигунів знаходиться в межах η_м = 0,7…0,85; для дизелів η_м = 0,7…0,82 [1,2].

Ефективний ККД для карбюраторних двигунів звичайно може бути

η_е = 0,23…0,28, для дизельних η_е = 0,32…0,40[1,2].

Питомі ефективні витрати палива.

Для рідинних палив, г/(кВт·год),

g_е= 7.8

Для газових палив, м³/(кВт·год),

V_е= 7.9

Для карбюраторних двигунів g_е = 275…325 г/(кВт·год); для дизелів

g_е = 215…245 г/(кВт·год); [1,2].

Години витрати палива.

Для рідинних палив, кг/год,

G_т=N_еg_е10^-3 7.10

Для газового палива, м³/год,

G_т=N_еg_е 7.11

Літрова потужність двигуна , кВт/л,

N_л= 7.12

Для карбюраторних двигунів N_л=7…15кВт/л[1,3].

Результати теплового розрахунку з метою подальшого аналізу та контролю отриманих результатів, а також порівняння потужно-економічних показників розрахованого двигуна з прототипом зводять у таблицю, форма якої наведена в додатку 1.

За контрольні параметри необхідно приймати параметри стану робочого тіла в характерних точках окремих процесів робочого циклу

(а, с, z, b, r), індикаторні та ефективні показники для ДВЗ. Якщо значення будь-якого параметра виходять за межі зміни даної величини, то необхідно перевірити розрахунки, а при відсутності помилок пояснити таку розбіжність.

Література

1. Автомобільні двигуни / за ред. І.І. Тимченка.-Харків: Основа, 1995.-460с.

2. Болтинский В.Н. Теория, конструкция и расчет тракторных и автотракторных двигателей.-М.:сельхозиздат, 1962.-150с.

3. Гуревич А.М., Сорокин Е.М. Тракторы и автомобили.-М.: Колос, 1978.-200с.

4. Дивгатели внутреннего сгорания /Под ред. А.С.Орлина, М.Г. Круглов. Машиностроение, 1983.-372с.

5. Ленин И.М. Теория автомобильных и тракторных двигателей.-М.: Машиностроение, 1969.-365с.

6. Нигматулин И.Н. и др. Тепловые двигатели.- М.: Высш. Шк. 1974.-375с.

7. Ховах М.С. Автомобильные двигатели.- М.: Машиностроение, 1977.-591с.

8. Тимченко І.І. Автомобільні двигуни. Теорія робочого циклу, системи живлення і наддування, динаміка і зрівноваженість.- К.: УМКВО, 1990.-256с.

9. Хачиян А.С. Двигатели внутреннего сгорания.- М.: Высшая школа, 1985.-250с.

ЗМІСТ

1. Загальні відомості про теоретичні цикли ДВЗ 3

2.Дослідження ідеальних циклів ДВЗ 4

3.Розрахунок процесу стиску 11

4.Розрахунок складу продуктів згоряння палива 14

5.Розрахунок процесу згоряння та розширення 17

6.Визначення індикаторних показників в роботі ДВЗ 21

7.Визначення ефективних показників двигуна 24

8.Література 27

9. Додатки 29...30

Додаток 1