Учреждение образования «ПОЛОЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ» Факультет машиностроения и автомобильного транспорта Кафедра автомобильного транспорта Практическое занятие 3 Тепловой расчет и определение основных размеров бензинового двигателя для студентов специальности 137 01 07 «Автосервис» Составитель: Дудан А.В., кандидат технических наук, доцент 1 Тепловой расчет и определение основных размеров бензинового двигателя Исходные данные для расчета: - эффективная мощность двигателя частота вращения коленчатого вала число тактов число цилиндров и расположение цилиндров коэффициент избытка воздуха степень сжатия прототип отношение хода поршня к диаметру цилиндра Ne = 46 кВ; n = 5100 об/мин; τ = 4; і = 4, рад; α = 0,95; ε = 7,8; ВАЗ -2101; S/D = 0,92. Для расчета двигателя в качестве топлива принимаем бензин А-92 с элементарным составом по массе: gc = 0,85; gll = 0,15; g0 = 0. Низшая теплота сгорания данного топлива Hu = 44000 кДж/кг Давление и температуру окружающей среды принимаем равными P0 = 0,1 МПа, T0 = 298 K. В начале сжатия температура отработавших газов для бензиновых ДВС изменяется в пределах от 900 до 1100 К, для расчета принимаем Tr = 1000 К. Давление остаточных газов: Pr = (1,05…1,25) · p0 = 1,15 · 0,1 = 0,115 МПа Температура подогрева свежего заряда для бензиновых ДВС изменяется в пределах: ΔТ = -5...30 К, принимаем ΔТ =5 К. Величина потери давления на впуске Δ Pa = 0,12·0,01 = 0,012 МПа 1.2 для бензиновых ДВС Определение параметров конца впуска Давление газов в цилиндре в конце впуска: ра = р() – Δpa = 0,1 - 0,012 = 0,088 МПа 2 Коэффициент остаточных газов вычисляется по формуле: 𝛾𝑟 = 𝑇0 + 𝛥 𝑇 𝑝𝑟 298 + 5 0,115 · = · = 0,06 𝑇𝑟 𝜀 · 𝑝𝑎 − 𝑝𝑟 1000 7,8 · 0,088 − 0,115 Температура газов в цилиндре в конце впуска: 𝑇𝑎 = 𝑇0 + 𝛥 𝑇 + 𝛾𝑟 · 𝑇𝑟 298 + 5 + 0,06 · 1000 = = 342𝐾 1 + 𝛾𝑟 1 + 0,06 Коэффициент наполнения вычисляется по формуле: 𝜂v = 𝜂v = 𝑇0 1 1 · · · ( 𝜀 · 𝑝𝑎 − 𝑝𝑟 ) 𝑇0 + 𝛥 𝑇 𝜀 − 1 𝑝0 298 1 1 · · · ( 7,8 · 0,088 − 0,115) = 0,83 298 + 5 7,8 − 1 0,1 1.3 Определение параметров конца сжатия Давление и температура газов в конце сжатия вычисляются по формулам: Рc = рa 𝜀 𝑛1 = 0,088· 7,81,38 = 1,5 МПа 𝑇𝑐 = Tа· 𝜀 𝑛1−1 = 342· 7,81,38−1 = 746K. где 𝑛1 = 1,38 – показатель политропы сжатия(табл. 1,2) 1.4 Определение параметров конца сгорания Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива: 𝐿0 = 1 g 𝑐 g ℎℎ g 0 1 0,85 0,15 0 ·( + + ·( + + )= ) 0,21 12 4 32 0,21 12 4 32 = 0,5159 кмоль⁄кг где gc gh g0 - средний элементарный состав топлива для бензина. Количество свежего заряда (кмоль для бензиновых двигателей определяется по формуле: 3 𝑀1 = 𝛼 · 𝐿0 + 1 , 𝑚𝐼 где 𝑚𝐼 - молекулярная масса топлива для бензина 𝑚𝐼 = 110…120 кмоль/кг. 𝑀1 = 0,95 · 0,5159 + 1 = 0,4988 кмоль⁄кг 115 Количество продуктов сгорания при работе двигателя на бензине при а < 1 : 𝑀2 = 𝑀2 = g 𝑐 g ℎℎ + + 0,79 · 𝛼 · 𝐿0 12 2 0,85 0,15 + + 0,79 · 0,95 · 0,5159 = 0,5330 кмоль⁄кг. 12 2 Теоретический коэффициент молекулярного изменения: µ0 = 𝑀2 0,5330 = = 1,0686. 𝑀1 0,4988 Действительный коэффициент молекулярного изменения: µ=1+ µ0 − 1 1,0686 − 1 =1+ = 1,065. 1 + 𝛾𝑟 1 + 0,06 Потеря тепла вследствие неполноты сгорания топлива: 𝛥𝐻𝑢 = 119600 · (1 − 𝛼) · 𝐿0 𝛥𝐻𝑢 = 119600 · (1 − 0,95) · 0,5159 = 3085,1кДж/(моль · К) Средняя мольная теплоёмкость свежего заряда: 𝑚𝑐v𝑐 = 20,16 + 1,74 · 10−3 · 𝑇𝑐 𝑚𝑐v𝑐 = 20,16 + 1,74 · 10−3 · 746 = 21,46кДж/кмоль · град Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания: 𝑚𝑐𝑣𝑧 = (18,42 + 2,60 · 𝛼) + (1,55 + 1,38 · 𝛼) · 𝑇𝑧 · 10−3 4 𝑚𝑐𝑣𝑧 = (18,42 + 2,60 · 0,95) + (1,55 + 1,38 · 0,95) · 𝑇𝑧 · 10−3 = 20,89 + 2,86 · 𝑇𝑧 · 10−3 Коэффициент использования теплоты для бензиновых ДВС изменяется в пределах ξ = (0,85...0,95). Принимаем ξ = 0,85. Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению: 𝜉 · (H𝑢 − ΔH𝑢 ) + 𝑚𝑐𝑣𝑧 · 𝑇𝑐 = µ · 𝑚𝑐𝑣𝑧 · 𝑇𝑧 M𝐼 · (1 + 𝛾𝑟 ) Подставив в уравнение найденное значение 𝑚𝑐𝑣𝑧 имеем: 0,85 · (44000 − 3085,1) + 21,46 · 746 = 1,065 · (20,89 + 2,86 · 𝑇𝑧 · 10−3 ) · 𝑇𝑧 0,4988 · (1 + 0,06) Решим квадратное уравнение: 3,0459 · 10−3 · 𝑇𝑧2 + 22,2479 · 𝑇𝑧 − 81785,258 = 0 −𝐵 + √𝐵2 + 4 · 𝐴 · 𝐶 −22,25 + √22,252 + 4 · 3,046 · 10−3 · 81785,26 𝑇𝑧 = = 2·𝐴 2 · 3,046 · 10−3 ≈ 2687𝐾 B = 22,25 A = 3,046 · 10−3 C = -81785,26 𝑇𝑧 = 2687𝐾 Теоретическое максимальное давление цикла: 𝑝𝑧𝑇 = µ · 𝑇𝑧 2687 · 𝑝𝑐 = 1,065 · · 1,5 = 5,4МПа 𝑇𝑐 746 Степень повышения давления: 𝜆= 𝑝𝑧𝑇 6,3 = · 1,5 = 4,2 𝑝𝑐 1,5 5 Действительное давление конца сгорания: 𝑝𝑧𝑑 = 0,85 · 𝑝𝑧𝑇 = 0,85 · 6,3 = 5,4МПа 1.5 Определение параметров конца расширения Степень предварительного расширения для бензиновых двигателей ρ = 1. Степень последующего расширения δ = 𝛿 𝜌 = 7,8 Температура в конце расширения: 𝑇𝑏 = 𝑇𝑧 𝛿 𝑛2−1 , где n2 – средний показатель политропы расширения, для бензиновых двигателей n2 = 1,23…1,34, принимаем n2 = 1,3. 𝑇𝑏 = 2687 = 1451𝐾 7,8 1,3−1 Давление в конце расширения: 𝑝𝑏 = 𝑝𝑧𝑇 6,3 = = 0,44МПа 𝛿 𝑛2 7,8 1,3 Правильность выбора температуры Tr проверяем по формуле профессора Е.К. Мазинга 𝑇𝑟 = 𝑇𝑏 1451 = = 930𝐾 3 𝑝𝑏 3 0,44 √𝑝 √ 0,115 𝑟 Погрешность расчета составляет 7 % , что меньше предельной - 10 %. 1.6 Определение параметров, характеризующих цикл в целом Среднее индикаторное давление теоретического цикла: 𝑝𝑖 = 𝑝𝑐 𝜆 1 1 1 [ (1 − 𝑛 −1 ) − (1 − 𝑛 −1 )] 𝜀 − 1 𝑛2 − 1 𝜀 2 𝑛1 − 1 𝜀 1 6 𝑝𝑖 = 1,5 4,2 1 1 1 − − [ (1 − ) (1 )] 7,8 − 1 1,3 − 1 7,8 1,3−1 1,38 − 1 7,8 1,38−1 = 1,05МПа Среднее индикаторное давление действительного цикла 𝑃𝑖 = 𝜑𝑛 · 𝑝𝑖 = 0,97 · 1,05 = 1,02МПа, где 𝜑𝑛 - коэффициент полноты индикаторной диаграммы(𝜑𝑛 = 0,94…0,97; принято 𝜑𝑛 = 0,97). Индикаторный КПД: 𝜂𝑖 = 8,314 · 𝑀1 · 𝑝𝑖 · 𝑇0 0,4988 · 1,02 · 298 = 8,314 · = 0,35 𝐻𝑢 · 𝜂𝑣 · 𝑝0 44000 · 0,83 · 0,1 Удельный индикаторный расход топлива: 3600 · 103 3600 · 103 g𝑖 = = = 233,8г/кВт · ч 𝐻𝑢 · 𝜂𝑖 44000 · 0,35 1.7 Определение параметров, характеризующих двигатель в целом Величина механического КПД двигателя выбирается исходя из того, что для бензиновых ДВС 𝜂м изменяется от 0,7 до 0,85. Принимаем 𝜂м =0,85. Среднее эффективное давление: 𝑝𝑒 = 𝑝𝑖 · 𝜂м = 1,02 · 0,85 = 0,87 Эффективный КПД: 𝜂𝑒 = 𝜂𝑖 · 𝜂м = 0,35 · 0,85 = 0,3 Удельный эффективный расход топлива: 3600 · 103 3600 · 103 g𝑒 = = = 282 г/кВт · ч 𝐻𝑢 · 𝜂𝑒 44000 · 0,3 7 1.8 Определение основных размеров двигателя По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему давлению определяем литраж двигателя по формуле: 𝑉л = 30 · 𝛿 · 𝑁𝑒 46 = 30 · 4 · = 1,24л 𝑝𝑒 · 𝑛 0,87 · 5100 Рабочий объем одного цилиндра: 𝑉ℎ = 𝑉л 1,24 = 30 · 4 · = 0,31л 𝑖 4 где 𝑖 – число цилиндров. Диаметр цилиндра: 3 3 𝑉ℎ 0,31 𝐷 = 0,159 · √ = 0,159 · √ = 0,076м 𝜋·𝑆⁄𝐷 3,14 · 0,92 Ход поршня: 𝑆=𝐷· 𝑆 = 0,076 · 0,092 = 0,31 м 𝐷 Эффективная мощность: 𝑁𝑒 = 𝑝𝑒 · 𝑉л · 𝑛 0,87 · 1,24 · 5100 = = 46кВт 30 · 𝜏 30 · 4 Эффективный крутящий момент: 3 · 104 𝑁𝑒 3 · 104 46 𝑀𝑒 = · = · = 81Н · м 𝜋 𝑛 3,14 5100 Часовой расход топлива: 𝐺𝑇 = 𝑁𝑒 · g 𝑒 · 10−3 = 46 · 282 · 10−3 = 13кг/ч Средняя скорость поршня: 8 С𝑛 = 𝑆 · 𝑛 0,07 · 5100 = = 11,9м/с 30 30 Литровая мощность: 𝑁л = 𝑝𝑒 · 𝑛 0,87 · 5100 = = 37кВт/л. 30 · 𝜏 30 · 4 Таким образом, найдены основные параметры рабочего цикла двигателя, индикаторные и эффективные показатели его работы, также определены основные размеры двигателя. Точность расчетов, температура 𝑇𝑟 составляет 7%. 9 Практическое занятие № 3 «Тепловой расчет поршневых двигателей» Произвести тепловой расчет двигателя по исходным данным, приведенных в таблице Таблица: Исходные данные теплового расчета Число цилинд ров и их распол ожение Отношен ие хода поршня к диаметру цилиндро в S/D № Эффект ивная мощнос ть Nв кВт Частота вращения коленчатого вала двигателя n 1 46 5100 4 4P 0.95 7.8 0.92 2 125 2200 4 6P 1.80 16.0 1.10 3 4 5 6 7 8 9 10 105 130 160 160 225 115 55 95 3100 3100 3550 4300 4600 5300 5350 5150 4 4 4 4 4 4 4 4 8V 8V 8V 8V 8V 4P 4P 6V 0.90 0.92 0.87 0.92 0.91 0.93 0.86 0.85 6.7 7.5 7.3 10.0 11.0 9.6 8.6 8.1 0.92 0.9 0.89 1.94 0.88 0.91 1.03 0.82 Бенз Диз с надуво м Бенз Бенз Бенз Бенз Бенз Бенз Бенз Бенз 11 45 5300 4 4P 0.88 10.0 0.97 Бенз 12 13 14 15 16 17 18 60 35 45 130 175 155 135 5200 5200 5400 2000 2150 2650 2750 4 4 4 4 4 4 4 4P 4P 4P 6V 8V 8V 8V 0.90 0.89 0.95 1.40 1.38 1.342 1.95 9.3 9.8 9.5 16.0 16.3 17.2 18.6 1.05 1.1 0.95 1.05 1.04 0.99 1.02 Бенз Бенз Бенз Диз Диз Диз Диз 19 100 2500 4 4P 1.41 16.0 1.32 Диз 20 21 22 23 24 25 26 27 200 160 195 225 80 95 85 200 2500 2600 2350 2100 2300 2500 2600 2450 4 4 4 4 4 4 4 4 6 6 6 6 4P 4P 4 6 1.43 1.45 1.46 1.42 1.43 1.45 1.94 1.42 16.0 16.5 16.0 16.0 16.1 16.3 16.2 16.0 1.14 1.20 1.20 1.15 1.13 1.24 1.23 1.14 Диз Диз Диз Диз Диз Диз Диз Диз 28 180 2700 4 6 1.40 15.8 1.35 Диз 29 30 31 32 190 155 170 165 2350 2600 2400 2500 4 4 4 4 6 6 6 4 1.45 1.44 1.43 1.46 16.0 16.0 15.2 16.0 1.08 1.20 1.20 1.19 Диз Диз Диз Диз Число тактов τ Коэфф ициент избытк аα Степень сжатия ε і 10 Тип двигате ля Прототип Ваз-2101 Д 260,1 Зил-130 Зил- 137 Зил-133 Зил-111 Зил-114 ЗМЗ-4062,10 ВАЗ-2103 ГАЗ-24-14 Wolkswagen Polo Mazda 323LX Opel Cossa Renauln Twingo ЯМЗ-236 ЯМЗ-238 Камаз-740 Зил-645 Mersedes-Benz OM364 MAN D0826 LF Perkinz 210T Volvo D7.260 Navistar Int 530 D-245.1 D-245.3 D-245.10 Man D0826 LF Mersedes-Benz OM366 Steyr WD612.65 Renauln 0.6 W4 Cummins b-235 Deutz-1013 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ 2.1.Процесс наполнения. Исходные данные для расчёта: эффективная мощность двигателя Ne=125кВт частота вращения коленчатого вала n=2200об/мин число тактов τ=4 число цилиндров расположения i=6 рядн. коэффициент избытка воздуха α=1,8 степень сжатия ε=16 прототип Д260.1 В результате данного процесса цилиндр двигателя наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются: р0 =0,1 МПа, Т0 =293 К для тракторных двигателей. Давление и температура воздуха принимается по рекомендациям, приведённым в параграфе «Особенности расчёта двухтактных двигателей с надувом» 𝑝к =1,5*р0 =1,5*0,1=0,15 МПа, Тк =Т0 ∗ (𝑝к /р0 )(𝑛к−1)/𝑛к = 293 ∗ ( 0,15 (1,4−1)/1,4 ) =293 0,1 К где: 𝑛к -показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре; 𝑛к =1,4. Давление остаточных газов поля двигателя с надувом 𝑝𝑟 =(1,05…1,25) 𝑝к ; исходя из этого принимаем 𝑝𝑟 =0,17 МПа. Температура остаточных газов выбирается с учётом того,что для дизельных двигателей она находится в пределах Т𝑟 =700…900 К, исходя из этого принимаем Т𝑟 =800 К. В зависимости от типа двигателя температура подогрева свежего заряда ΔТ=-5…30 К, примем ΔТ=5 К. Давление в конце впуска 11 𝑝а =𝑝к -Δ𝑝а . Величина потери давления на впуске Δ𝑝а колеблется в пределах: для дизельных двигателей Δ𝑝а =(0,04-0,18) 𝑝к ,тогда Δ𝑝а =0,11*𝑝к Δ𝑝а =0,11*0,15=0,017 МПа 𝑝а =0,15-0,017=0,135 МПа Коэффициент остаточных газов: 𝛾𝑟 = Тк +ΔТ Т𝑟 ∗ 𝑝𝑟 𝜀∗ 𝑝а −𝑝𝑟 где ε- степень сжатия. ε=16,00 𝛾𝑟 = 329+5 0,17 800 16,00∗0,135−0,17 * =0,036 Величина коэффициента остаточных газов 𝛾𝑟 изменяется в пределах: для дизельных двигателей 𝛾𝑟 =0,03…0,06. Температура в конце впуска Та = Та = 329+5+0,036∗800 1+0,036 Тк +ΔТ+𝛾𝑟 ∗ Т𝑟 1+𝛾𝑟 =350 К В современных двигателях температура в конце впуска бывает: для дизельных двигателей Та =(320…400). Коэффициент наполнения Величина коэффициента наполнения для дизельных двигателей измеряется в пределах: 𝜂𝑣 =0,80…0,90. 𝜂𝑣 = 𝜂𝑣 = 16,00 16−1 ∗ 0,135 0,15 ∗ 329 350 ∗ 1 𝜀 𝜀+1 ∗ 𝑝а 𝑝к ∗ Тк Та ∗ 1 1+𝛾𝑟 =0,87. 1+0,036 2.2 Процесс сжатия . 12 Давление в конце сжатия Рс =Ра *𝜀 𝑛1 . Температура в конце сжатия Тс =Та *𝜀 𝑛1−1 . В этих формулах 𝑛1 - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах 𝑛1 =1,34…1,42. Принимаем 𝑛1 =1,34, тогда 𝑝𝑐 =0,135*16,001,34 =5,54 МПа Тс =350*16,001,34 =899 К. Для автотракторных двигателей давление и температура в конце сжатия изменяется в пределах (таблица 1): Таблица 1 Тип двигателя Дизель с наддувом 𝑝𝑐 ,МПа 3,50…5,50 Тс 700…900 2.3 Процесс сгорания. Теоретически необходимое количество воздуха необходимое для сгорания 1 кг жидкого топлива 𝐿0 = 1 0,21 ∙( 𝑞𝑐 12 + 𝑞ℎ 4 − 𝑞0 32 ) где 𝑞𝑐 ; 𝑞ℎ ; 𝑞0 -средний элементарный состав топлива в долях кг соответственно углерода, водорода и кислорода. Для дизельного топлива понимают: 𝑞𝑐 =0,86; 𝑞ℎ =0,13; 𝑞0 =0,01; 𝐿0 = 1 0,21 ∗( 0,86 12 + 0,13 4 − 0,01 32 моль.воздуха )=0,495 кг.топлива Количество молей свежего заряда для дизельных двигателей М1 =α*𝐿0 13 М1 =1,80*0,495=0,890 Количество продуктов сгорания при работе двигателей на жидком топливе при α>=1 М2 = М2 = gc gc + (𝛼 − 0,21)𝐿0 12 2 0,86 0,13 + + (1,80 − 0,21)0,495 = 0,923 12 2 Теоретический эффект молекулярного изменения µ=1+ µ0 −1 1+ 𝛾𝑟 ; Величина µ для дизельных двигателей изменяется в пределах µ=1,01…1,106. Низшую температуру сгорания дизельных топлив принимаем: Hu=42500кДж/кг Средняя мольная теплоёмкость свежего заряда определяется по формуле m𝑐𝑣𝑐 =20,16+1,74*10−3 Тс Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания для дизельных двигателей определяется по формуле: m𝑐𝑣𝑐 =(20,10+0,92/α)+(1,55+1,38/α)∙Т𝑍 ∙10−3 Значение коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей при работе на нормальном режиме ξ=0,65…0,85 Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению: ζ∙Hu М1 + (m𝑐𝑣𝑐 + 8,314 ∙ 𝜆) ∙ Тс = µ ∙ (m𝑐𝑣𝑐 + 8,314) ∙ Т𝑧 Примем коэффициент использования тепла ξ=0,75. Величину степени повышения давления дл дизелей выбирают в следующих пределах: для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а так 14 же для дизелей с неразделёнными камерами сгорания и плёночным смесеобразованием λ=1,2…1,8. Принимаем λ=1,3 m𝑐𝑣𝑐 = (20,10 + 0,92 1,38 ) ∙ Т𝑧 ∙ 10−3 ) + (1,55 + 1,80 1,8 0,75 ∙ 42500 + (21,72 + 8,314 ∙ 1,3) ∙ 899 = 1,036 ∙ (m𝑐𝑣𝑐 + 8,314) ∙ Т𝑧 { 0,890 m𝑐𝑣𝑐 = 20,61 + 0,00232Т𝑧 { 63812,95 = 1,036(m𝑐𝑣𝑐 + 8,314)Т𝑧 Подставим в уравнение сгорания значение m𝑐𝑣𝑐 63812,95=1,036(20,61+0,00232Т𝑧 +8,314) Т𝑧 0,0024Т𝑧 2 +29,96Т𝑧 -63812,95=0 Тz = −B+√B2 +4AC 2A = −29,96+√29,962 +4∙0,0024∙63812,95 =1854 К 3∙0,0024 В=29,96 А=0,0024 С=-63812,95 Т𝑧 = 1854 К m𝑐𝑣𝑐 = (20,10 +0,92/1,80)+(1,55 +1,38/1,80)∙1854∙10−3 =24,91 кДж/кмоль∙К Величина теоретического максимального давления цикла: Р𝑍𝑇 =𝑝𝑐 ∙λ Р𝑍𝑇 =5,54∙1,30=7,20 МПа Действительное давление цикла Р𝑍d =Р𝑍𝑇 =7,20 МПа Таблица 2 Тип двигателя Дизель с надувом Т𝑧 ,К 1800…2300 Р𝑍𝑇 , МПа 5,0…10,0 2.4 Процесс расширения. 15 Р𝑍d ,МПа 5,0…10,0 Степень предварительного расширения для дизельных двигателей ρ= µ∙Тz k∙Tc = 1,036∙1854 1,3∙899 =1,50 Степень получения расширения: 𝜀 δ= ; 𝜌 δ= 16,00 1,5 =10,67 Величина среднего показателя политропы расширения для дизельных двигателей 𝑛2 =1,15…1,28. Выбираем 𝑛2 =1,23 Температура в конце расширения: Т𝑧 𝑛 δ 2 −1 Т𝑏 = ТВ = 1854 10,671,23−1 ; =1076 К Давление в конце расширения: 𝑝𝑏 = 𝑝в = Р𝑍𝑇 𝛿 𝑛2 ; 7,20 = 0,39 МПа 10,671,23−1 Примерные данные 𝑝в и ТВ для атотракторных двигателей следующее: Таблица 3 Тип двигателя дизель с наддувом 𝑝в ,МПа 0,2…0,4 ТВ 1000…1200 2.5 Процесс выпуска. Параметрами процесса выпуска (Pr и Tr) задаются в начале расчёта процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин Pr и Tr проверяется по формуле поф. Е.К. Мазгина: Tr= 3 𝑇𝐵 𝑃 √ 𝑃𝐵 𝑟 16 ; 3 Tr=1076/√( 0,39 0,17 ) = 818 К Погрешность вычислений составляет: 818 − 800 ∙ 100% = 2,3% < 10% 800 Т.к. погрешность вычислений не превышает 10%, то величина Tr выбрана правильно. 2.6 Индикаторные показатели. Среднее индикаторное давление теоретического цикла для дизельных двигателей подсчитывается по формуле: Pi′ = Pi′ = Pc [ λ∙ρ ε−1 𝑛2 1 (1 − 𝜀𝑛2−1) − 𝑛 −1 1 1 −1 (1 − 1 𝜀 𝑛1 −1 ) ∙ 𝜆(𝜌 − 1)] 5,54 1,3 ∙ 1,5 1 1 1 [ (1 − )− (1 − ) ∙ 1,3(1,5 − 1)] = 1,05 МПа 1,23−1 16,00 − 1 1,23 − 1 16,00 1,34 − 1 16,001,34−1 Среднее индикаторное давление действительного цикла Р𝑖 = 𝜑𝑛 ∙ 𝑝′𝑖 ; где 𝜑𝑛 - коэффициент полноты диаграммы, который принимается для дизельных двигателей 𝜑𝑛 =0,92…0,95. Принимаем 𝜑𝑛 =0,95 р𝑖 =0,95∙1,05=0,993 МПа Величина р𝑖 для дизельных двигателей с наддувом изменяется в следующих пределах р𝑖 = до 2,2 МПа … Индикаторный КПД для дизельных двигателей подсчитывается по формуле 𝜂𝑖 = 8,314 𝜂𝑖 = 8,314 𝑀𝑖 𝑃𝑖 𝑇0 𝐻𝑢 𝜂𝑣 𝑃0 ; 0,890 ∙ 0,993 ∙ 329 = 0,44 42500 ∙ 0,870 ∙ 0,15 Удельный индикаторный расход топлива определяется по уравнению g𝑖 = 3600 𝐻𝑢 ∙𝜂𝑖 17 ∙ 103 ; g𝑖 = 3600∙103 42500∙0,44 = 194,29 г/кВт ∙ ч Величина индикаторного КПД для автотракторных дизельных двигателей 𝜂𝑖 = 0,40 … 0,53 2.8 Эффективные показатели. Механический КПД дизельных двигателей 𝜂𝑚 =0,70…0,80. Принимаем 𝜂𝑚 =0,75. Тогда среднее давление: 𝑝𝑒 = р𝑖 ∙𝜂𝑚 ; 𝑝𝑒 =0,993∙0,75=0,74 МПа а эффективный КПД 𝜂𝑒 =𝜂𝑖 ∙𝜂𝑚 ; 𝜂𝑒 =0,75∙0,44=0,33 Удельный расход топлива ge = ge = 3600∙103 42500∙0,33 3600 𝐻𝑢 ∙𝜂𝑖 ∙ 103 ; = 259 г/кВт∙ч Для действующих дизельных двигателей эффективные показатели могут иметь следующие величины (табл.4); 𝜂𝑒 0,30…0,42 𝑝𝑒 ,МПа 0,45…0,85 g e ,г/кВт∙ч 210…280 2.8 Основные показатели и размеры цилиндра двигателя. По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя 𝑉л = 30 ∙ 𝜏 ∙ где, 𝑁𝑒 =125 кВт; 18 𝑁𝑒 𝑝𝑒 ∙ 𝑛 𝑝𝑒 =0,74 МПа; 𝑛=2200 1/мин; 𝜏=4 для четырёхтактных двигателей 𝑉л = 30∙4∙125 0,74∙2200 = 9,15 л Рабочий объём одного цилиндра: 𝑉 𝑉ℎ = л ; 𝑖 где i- число цилиндров двигателя. 𝑉ℎ = 9,15 6 1,53 л Диаметр цилиндра: 3 D=0,159 √ D=0,159( 1,53 𝜋∙1,10 ) 1⁄ 3 =0,121 𝑉ℎ 𝜋∙(𝑆⁄𝐷) м Ход поршня: S=D∙(S/D); S=0,121∙1,10=0,133 м Полученные практические значения D и S исходя из практических соображений приближаем к политропу. По окончательно принятым значениям D=0,12 м и S=0,13 м определяем основные показатели и литраж двигателя: Литраж двигателя: 𝑉л′ = 𝑉л′ = 𝜋∙𝐷2 ∙𝑆∙𝑖 4 ∙ 103 ; 𝜋 ∙ 0,122 ∙ 0,13 ∙ 6 ∙ 103 = 8,82 л 4 эффективную мощность: 19 𝑁𝑒′ = 𝑁𝑒′ = 𝑃𝑒 𝑉л′ 𝑛 30𝜏 ; 0,74 ∙ 2200 ∙ 8,22 = 120,46 л 30 ∙ 4 эффективный крутящий момент: 𝑀𝑒 = 3∙104 𝜋 ∙ 𝑁𝑒′ 𝑛 ; 3 ∙ 104 ∙ 120,46 𝑀𝑒 = = 522,87 КН ∙ м 𝜋 ∙ 2200 среднюю скорость поршня: часовой расход топлива: 𝐶𝑚 = 𝐶𝑚 = 𝑆∙𝑛 30 0,13 ∙ 2200 = 9,53 м/с 30 Часовой расход жидкого топлива: 𝐺𝑇 = 𝑁𝑒′ ∙ 𝑞𝑒 ∙ 10−3 𝐺𝑇 = 120,46 ∙ 259 ∙ 10−3 = 31,20 кг/ч Определим погрешность вычислений 𝑁𝑒 : 120,46 − 125 ∙ 100% = 3,77% < 10% 120,46 Литровая мощность определяется по формуле: 𝑁л = 𝑁л = 𝑝𝑒 ∙𝑛 30∙𝜏 ; 0,74 ∙ 2200 = 13,66 КВт/л 30 ∙ 4 2.9 Анализ полученных результатов 20 Проведя тепловой расчёт, определив параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, давления в камере сгорания и температуру рабочего тела, а также произвели оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели. Так как данные расчёта не вышли за пределы средней расчётной величины для каждого сгорания, то тепловой расчёт выполнен верно и погрешность расчётов является минимальной величиной. Погрешность вычислений 𝑁𝑒 составила 3,77% , а погрешность выбора температуры Tr составила 2,30%<10%. 21