Размещено на http://www.allbest.ru/

55

Министерство образования Российской Федерации

Камский государственный политехнический институт

УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПОРШНЕВЫХ И КОМБИНИРОВАННЫХ АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Введение

Тепловой расчет является первым этапом проектирования, на основе которого определяются мощностные и экономические показатели двигателя, а также намечаются пути их дальнейшего улучшения. Тепловой расчет дает исходные данные для кинематического, динамического расчетов, а также расчетов теплонапряженного состояния основных деталей двигателя.

Основой теплового расчета является условный цикл, промежуточный между идеальным термодинамическим и действительным, осуществляемым в реальном ДВС. При этом учитываются различные потери в рабочем цилиндре, свойства реального рабочего тела и другие отклонения от идеального термодинамического цикла. Метод теплового расчета, принятый в русской технической литературе, в своей основе, был впервые разработан профессором В.И.Гриневецким в 1907 году и в дальнейшем развит применительно к различным типам двигателей.

Тепловой расчет включает в себя несколько этапов:

1. Обоснование и выбор аналогов, недостающих исходных данных и расчетных режимов.

2. Определение параметров рабочего тела - топливовоздушной смеси и продуктов сгорания в зависимости от их состава, определяемого значениями коэффициента избытка воздуха .

3. Последовательный расчет основных процессов цикла - наполнения, сжатия, сгорания, расширения, выпуска.

4. Определение индикаторных, эффективных и удельно-массовых показателей двигателя.

5. Построение и анализ внешней скоростной характеристики двигателя.

6. Построение расчетных индикаторных диаграмм цикла в координатах "давление - текущий объем цилиндра" (P-V) и "давление - угол поворота коленчатого вала" (P-).

1. Основы теории рабочего процесса

1.1 Идеальные циклы двигателей

В тепловом двигателе энергия топлива, выделяющаяся при сгорании, превращается в механическую работу. По второму началу термодинамики в работу превращается не вся теплота, сообщенная рабочему телу; часть теплоты должна быть отдана окружающей среде.

В действительном цикле к этой потере добавляются потери от теплообмена рабочего тела со стенками цилиндра, неполноты сгорания топлива, утечек рабочего тела, трения движущихся деталей и другие. Эти потери еще более снижают долю теплоты топлива. превращенную в полезную работу.

Для правильного понимания процесса преобразования теплоты в работу, необходимо рассмотреть такой идеальный двигатель, в котором отсутствуют тепловые потери, за исключением термодинамически необходимой отдачи тепла холодному источнику, т.е. окружающей среде. Для этой цели вводится понятие идеального или термодинамического цикла. Рассматривая идеальные циклы, принимают следующие допущения:

- идеальный газ претерпевает только физические, а не химические превращения; количество газа остается постоянным;

- теплоемкость газа не зависит от температуры;

- стенки цилиндра теплонепроницаемы;

- процессы сжатия и расширения происходят адиабатно, т.е. без теплообмена со средой.

Существующие теоретические циклы ДВС различаются между собой по характеру процессов подвода теплоты и отдачи ее холодному источнику:

1. Цикл с подводом тепла при постоянном объеме (цикл Н.Отто).

2. Цикл с подводом части теплоты при постоянном объеме и части теплоты при постоянном давлении (смешанный цикл).

Коэффициент приспособляемости: K_m = 1190/985 = 1,208

Скоростной коэффициент: К_с = 1200/2400 = 0,5

Внешняя скоростная характеристика дизеля 6Ч12/14

Цикл с подводом тепла при постоянном объеме.

При перемещении поршня из НМТ в ВМТ газ адиабатно сжимается, поэтому повышается его температура и давление (линия ас). При приходе поршня в ВМТ происходит подвод теплоты в количестве Q₁ от горячего источника к газу. Так как теплота подводится мгновенно, то температура и давление газа при постоянном его объеме резко увеличиваются (линия cz). При движении поршня из ВМТ в НМТ газ адиабатические расширяется и совершает механическую работу (линия zb). В точке b от газа мгновенно отводится теплота Q₂ холодному источнику. В результате температура и давление газа уменьшаются, т.е. газ возвращается в исходное состояние (линия ba ).

Полезная работа цикла L_t определяется площадью aczba. Степень использования теплоты в цикле оценивается термическим коэффициентом полезного действия

_t = 1 - 1/^k-1 (1.1)

где = ( V_h + V_c ) / V_c - степень сжатия, k - показатель адиабаты.

Из выражения (1.1) видно, что термический КПД цикла возрастает с увеличением степени сжатия.

Эффективность цикла оценивается его удельной работой (средним теоретическим давлением), МПа

Р_t = L_t / , (1.2)

где = D²S /4 - рабочий объем цилиндра.

Рассмотренный цикл - теоретический для двигателей с искровым зажиганием (ДВС ИЗ), как бензиновых, так и газовых.

Цикл со смешанным подводом теплоты.

Индикаторная диаграмма такого цикла приведена на рис.1.1.б. При перемещении поршня из НМТ к ВМТ происходит адиабатное сжатие (линия ас). В ВМТ к газу подводится часть теплоты Q'₁ при постоянном объеме (линия cz'). В начале движений поршня в НМТ к газу подводится теплота в количестве Q"₁ при постоянном давлении (линия z'z). Давление газа в точке z' тем выше, чем больше теплоты Q₁' подведено при постоянном объеме. Затем происходит адиабатное расширение газа с совершением механической работы (линия zb) и отвод теплоты Q₂ холодному источнику при постоянном объеме (линия ba ).

Полезная работа цикла определяется площадью aczz'ba.

Термический КПД цикла

(1.3.)

где = Р_z / P_c - степень повышения давления в цикле;

= V_z / V_c - степень предварительного расширения.

Из (1.3.) следует, что термический КПД возрастает с увеличением степени сжатия и степени повышения давления в цикле , а так же с уменьшением степени предварительного расширения . Иначе говоря, _t возрастает с увеличением доли тепла Q'₁/(Q'₁+Q"₁), подводимой при постоянном объеме. Подобным образом от параметров цикла , , зависит и среднее теоретическое давление Р_t.

Смешанный цикл - теоретический для дизелей автотракторного типа, под которым понимают быстроходные двигатели с воспламенением от сжатия.

1.2 Рабочие циклы ДВС ИЗ и дизелей

Рабочий цикл четырехтактного двигателя состоит из пяти процессов: впуск, сжатие, сгорание расширение и выпуск, которые совершаются за четыре такта (хода поршня) или два оборота коленчатого вала.

Рабочий цикл ДВС ИЗ.

Процесс впуска. Впуск горючей смеси, т.е. паров топлива и воздуха, происходит после выпуска из цилиндра отработавших газов от предыдущего цикла. Впускной клапан открывается в точке а₂, с некоторым опережением до ВМТ, '₂=10...30 угла поворота коленчатого вала (ПКВ), чтобы получить к моменту прихода поршня в ВМТ большее проходное сечение у впускного клапана (клапанов). В дальнейшем, впуск горючей смеси происходит за два периода. В первый смесь поступает при перемещении поршня от ВМТ к НМТ вследствие разрежения, создающегося в цилиндре (линия rr₁a). Во второй период впуск происходит при перемещении поршня от НМТ к ВМТ в течении времени "₂ соответствующего 40...80 ПКВ, за счет разности статических давлений во впускном трубопроводе и цилиндре (Р_{вп. тр.} - Р_а) и скоростного напора смеси (линия аа₁).

Впуск заканчивается в момент полного закрытия впускного клапана (точка а₁). Горючая смесь, поступившая в цилиндр, смешивается с остаточными (отработавшими) газами от предыдущего цикла и образует рабочую смесь. Давление смеси в цилиндре в течение процесса впуска составляет 0,07...0,09 МПа и зависит от гидравлических потерь во впускной системе двигателя. Температура смеси в конце впуска повышается до 330...350 К вследствие соприкосновения ее с нагретыми деталями двигателя и смешения с остаточными газами, имеющими температуру 900...1200 К. Совершенство процесса впуска оценивается коэффициентом наполнения

_v=M₁/М_1т, (1.4)

где М₁ - количество горючей смеси фактически поступившей в цилиндр, а М_1т - количество горючей смеси, которая могла бы разместиться в рабочем объеме цилиндра при отсутствии гидравлических потерь, подогрева при впуске и остаточных газов в цилиндре. У ДВС ИЗ без наддува, _v коэффициент наполнения составляет 0,7...0,9.

Процесс сжатия. Сжатие рабочей смеси происходит при закрытых клапанах и перемещении поршня к ВМТ. Процесс сжатия протекает при наличии теплообмена между рабочей смесью и стенками (цилиндра, головки и днища поршня), т.е. по политропе, средний показатель которой n₁=1,23...1,38. Процесс сжатия заканчивается в точке с₁, в момент начала быстрого сгорания. Таким образом, "чистое" сжатие на диаграмме изображается линией а₂d₁c₁. Давление

Таблица.3.3.

№ п/п	Обознач.	Ед. измер.	N, минх-1
			850	1200	1800	2400
1	2	3	4	5	6	7
1.		%	35	50	75	100
Параметры рабочего тела и остаточных газов.
2.		-	1,6	1,5	1,65	1,8
3.	Tr	K	800	830	800	780
4.	М1		0,8	0,75	0,825	0,9
5.			0,072	0,072	0,072	0,072
			0,063	0,063	0,063	0,063
			0,062	0,052	0,068	0,083
			0,634	0,594	0,653	0,713
6.	M2		0,831	0,781	0,856	0,931
Процессы впуска
7.	в/о	МПа	0,0007	0,001	0,0015	0,002
8.	Po'	МПа	0,1006	0,1003	0,0998	0,0993
9.	o'	кг/м3	1,196	1,193	1,187	1,181
10.	Рк	МПа	0,217	0,224	0,236	0,248
11.	к	-	2,157	2,233	2,365	2,497
12.	Тк	К	402	408	418	427
13.	онв	МПа	0,0018	0,0025	0,0038	0,005
14.	Рк'	МПа	0,2152	0,2215	0,2322	0,243
15.	онв	К	43	46	50	54
16.	Тк'	К	359	362	368	373
17.	вп.тр	МПа	0,0011	0,0015	0,0023	0,003
18.	Ркл.	МПа	0,2141	0,2200	0,2299	0,2400
19.		К	13	11	8	5

В области n_min значение увеличивается во избежание повышенного дымления двигателя.

Примем степень сжатия двигателя =16,0, что с одной стороны позволит избежать чрезмерных значений P_z, а с другой обеспечит надежный запуск двигателя. Считаем, что в двигателе реализуется объемное смесеобразование в неразделенных камерах сгорания.

Для лучшего наполнения и очистки на каждый цилиндр устанавливается по 2 впускных и выпускных клапана. Диаметры и высота подъема впускных клапанов, соответственно:

d_кл = 0,35D = 42 мм, а h_кл = 0,3d_кл = 12,6 мм.

Общая площадь сечения клапанных щелей:

f_кл = i_кл d_кл h_кл cos _кл = 2,35 10^-3 м²

Коэффициент гидравлического сопротивления впускного клапана:

_кл = 2,7= 1,589

Коэффициент расхода впускного клапана:

_кл== 0,621

Минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала n_min 0,35 n_p = 850 мин^-1, режим максимального крутящего момента n_m = 0,5n_p = 1200 мин^-1, промежуточный режим n_x = 0,75n_p = 1800 мин^-1.

Дальнейший расчет сведен в таблицу 3.3.

Максимальная частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода, ограниченная регулятором:

n_р.х.х. = (1,05...1,08)n_р = 2550 мин^-1

Часовой расход топлива при n_р.х.х, принимая g'_т.ц.= 20 мг/цикллитр

G_т = 202550/2609,49510^-6 = 14,53 кг/час

Характеристика ТНВД

hx	мин-1	850	1200	1800	2400	2550
gт.ц.	мг/цикл	132	145	137	130	32

ВСХ, построенная по результатам выполненного расчета, представлена на рис.3.4., характеристика ТНВД - на рис 3.5.

В цилиндре в конце сжатия 0,8...1,8 МПа, а температура 600...800 К.

Процесс сгорания. Сгорание рабочей смеси начинается до прихода поршня в ВМТ (точка d₁), когда сжатая смесь воспламеняется от электрической искры. Фронт пламени горящей смеси от свечи распространяется по всему объему камеры сгорания со скоростью 40...60 м/с. При этом смесь успевает сгореть за время, в течение которого коленчатый вал повернется на 30...45. Основное количество теплоты выделяется на участие, соответствующем 10...20 до ВМТ (начиная от точки с₁) и 15...25 после ВМТ. Вследствие этого давление и температура образующихся в цилиндре газов возрастают. Процесс сгорания на диаграмме изображается линией d₁c₁c₂z_pz_тz_c. В процессе сгорания давление газов достигает 4...6,5 МПа (точка z_p), температура 2500...2800 К. (точка z_т).

Процесс расширения. Расширение газов, находящихся в цилиндре происходит при перемещении поршня из ВМТ в НМТ, т.е. включает в себя и окончание сгорания. Газы, расширяясь, совершают полезную работу. Процесс расширения протекает при интенсивном теплообмене между газами и стенками цилиндра, головкой и днищем поршня. Газы в течение процесса расширения отдают теплоту стенкам. Поэтому расширение происходит по политропе, показатель которой n₂=1,23...1,31. Процесс расширения фактически заканчивается в момент открытия выпускного клапана (точка b₁). Давление газов в цилиндре в конце расширения 0,35...0,5 МПа, а температура 1100...1600 К.

Процесс выпуска. Выпуск начинается в точке b₁, за угол '₁=30...75 ПКВ до прихода поршня в НМТ. Выпуск газов из цилиндра осуществляется за два периода. В первый период выпуск происходит при перемещении поршня от точки b₁ до НМТ за счет того, что давление в цилиндре значительно выше атмосферного (свободный выпуск). В этот период из цилиндра удаляется до 60% отработавших газов со скоростью 500...600 м/с. Во второй период выпуск газов происходит при перемещении поршня от НМТ до точки r₁ (закрытие выпускного клапана) за счет выталкивающего действия поршня и инерции движущихся газов (линия ba₂rr₁). Выпуск заканчивается в момент закрытия выпускного клапана (клапанов), т.е. через угол ₂^"=10...30 ПКВ после прихода поршня в НМТ (точка r₁).

Таким образом, процесс выпуска изображается на диаграмме линией b₁ba₂rr₁.

Давление газов в цилиндре в конце второго периода выпуска 0,105...0,125 МПа, температура 800...1200 К.

Рабочий цикл четырехтактного дизеля.

Рабочий цикл дизеля существенно отличается от рабочего цикла двигателя с искровым зажиганием способом образования и воспламенения рабочей смеси. На рис 1.2б приведена индикаторная диаграмма четырехтактного дизеля без наддува.

Процесс впуска. Впуск воздуха начинается при открытом впускном клапане (точка а₂) и заканчивается в момент его закрытия (точка а₁). Процесс впуска воздуха у дизеля происходит так же, как и впуск горючей смеси в ДВС ИЗ. Давление воздуха в цилиндре в течение процесса впуска составляет 0,08...0,09 МПа и зависит от гидравлических потерь во впускной системе двигателя. Температура воздуха в конце процесса впуска повышается до 320...350 К за счет соприкосновения его с нагретыми деталями двигателя и смешивания с остаточными газами.

Процесс сжатия. Сжатие воздуха в цилиндре начинается после закрытия впускного клапана (точка а₁) и заканчивается в момент начала впрыска топлива в камеру сгорания (точка d₁). Процесс сжатия происходит аналогично сжатию рабочей смеси в ДВС ИЗ. Давление воздуха в цилиндре в конце сжатия 3,5...6 МПа, а температура 820...980 К.

Процесс сгорания. Сгорание начинается с момента начала подачи топлива в цилиндр (точка d₁), т.е. за 15...32 до прихода поршня в ВМТ. В этот момент температура сжатого воздуха на 150...200 К выше температуры воспламенения. Топливо, поступившее в мелко распыленном виде в цилиндр, воспламеняется не мгновенно, а с задержкой в 5...15 угла ПКВ, называемой периодом задержки воспламенения. В этот период топливо прогревается, перемешивается с воздухом и испаряется, т.е. образуется рабочая смесь. Подготовленная смесь воспламеняется и сгорает. Процесс сгорания на диаграмме изображается линией d₁c₁c_rz_pz_тz_c. В процессе сгорания давление газов достигает 6...11 МПа (точка z_p), а температура 1800...2400 К (точка z_т).

- глубина охлаждения заряда в ОНВ:

_онв = Т_к Т_к' = 54 K

Режим максимального крутящего момента:

- потребное среднее эффективное давление:

P_e = K_m P_{e, ном} = 1,3 129 = 1,677 МПа;

- плотность заряда за компрессором:

_к = _oP_e/_iH_uvm0,98 = 2,17 кг/м³

где = 1,5, _i = 0,48, _v = 0,92, _m = 0,91

- давление за компрессором:

P_к = _кRT_к' = 2,17287360 = 0,224 МПа,

где T_к' = 360 K;

- температура за компрессором:

Т_к = 293=406 К;

- потребная глубина охлаждения в ОНВ:

_онв = T_к' T_к = 46 K

Строим графики потребного изменения Р_к, _онв, в зависимости от частоты вращения (рис.3.3). Через полученные точки для номинального режима и режима максимального крутящего момента проводим прямые линии, дающие ориентировочную форму зависимостей P_к (n), _онв(n) и (n).

3.2 Расчет дизеля с наддувом

Исходные данные: выполнить тепловой расчет дизеля 6ЧН 12/14, предназначенного для установки на тягач автопоезда полной массой 35 т.

Исходя из требования обеспечить приемлемые динамические качества автопоезда, примем, что на 1 тонну его массы должна приходиться мощность не менее 7 кВт (табл.1.1). Тогда требуемая мощность двигателя: N_e = 735 = 245 кВт

Рабочий объем двигателя: iV_h' = 9,495 л.

Таким образом, требуемая литровая мощность двигателя:

N_e.л = N_e/iV_h' = 25,8 кВт/л

Полученный показатель литровой мощности может быть обеспечен только при использовании наддува, т.к. N_е.л. безнаддувных дизелей автомобильного типа, подобной размерности, обычно не превышает 15...16 кВт/л.

Оценим потребные давления за компрессором Р_к для номинального режима и режима максимального крутящего момента, приняв в соответствии с современными требованиями:

K_m=1,3 и K_c=0,5

Зададимся номинальной частотой вращения n_p=2400 мин^-1.

Номинальный режим:

- потребное среднее эффективное давление:

P_e = 120 N_e/(iV_h') n_p=1,29 МПа;

- плотность заряда за компрессором:

_к = _оР_е/_iН_uv0,95_m = 2,34 кг/м³

где = 1,8, _i = 0,47, H_u = 42,44 МДж/кг, _v = 0,89, _m = 0,85;

- давление за компрессором:

Р_к = _кRT_к' = 2,3428737010^-6 = 0,248 МПа,

где Т_к' = 370 K - температура за ОНВ;

- температура за компрессором:

Т_к = Т_о= 424 К,

где n_k = 1,7- показатель политропы сжатия в компрессоре;

Процесс расширения. Процесс расширения в цилиндре дизеля протекает аналогично процессу расширения газов в ДВС ИЗ и заканчивается в точке b₁. Давление газов в цилиндре в конце расширения 0,3...0,5 МПа, а температура 1000...1300 К.

Процесс выпуска. Он происходит так же, как и процесс выпуска в ДВС ИЗ и заканчивается в момент закрытия выпускного клапана (точка r₁). Давление газов в цилиндре в процессе принудительного выпуска (линия ba₂r) составляет 0,105...0,12 МПа. Температура газов 700...1000 К.

1.3 Величины, характеризующие работу двигателя

Горячие газы, расширяясь в цилиндре двигателя, совершают индикаторную работу L_i. Индикаторная работа L_i пропорциональна площади верхней петли индикаторной диаграммы, т.е. aa₁d₁c₁c₂z_pz_тz_cb₁ba. Если отнести индикаторную работу цикла к единице рабочего объема цилиндра V_h', получим удельную индикаторную работу цикла, называемую в русской технической литературе средним индикаторным давлением, МПа:

P_i = L_i / V_h^' (1.5)

Экономичность действительного рабочего цикла двигателя определяется индикаторным КПД _i :

_i = L_i / Q, (1.6)

где, Q = g_т.ц Н_u - теплота, введенная в цикл топливом в количестве g_т.ц (кг), имеющим низшую теплотворную способность H_u (Дж/кг). Таким образом, _i оценивает степень использования теплоты в действительном цикле с учетом всех видов тепловых потерь.

Работа, снимаемая с коленчатого вала двигателя L_e меньше индикаторной работы L_i на величину работы механических потерь L_m в двигателе. Работа механических потерь затрачивается на преодоление трения между трущимися поверхностями деталей двигателя, на приведение в действие механизмов и агрегатов двигателя (ГРМ, водяной, масляный и топливный насосы и т.д.). Работу механических потерь, по аналогии с (1.5) оценивают средним давлением механических потерь (МПа), т.е.

P_m = L_m / V_h' (1.7)

Тогда, среднее эффективное давление Р_е цикла, или удельная работа цикла, снимаемая с коленчатого вала двигателя

P_e = P_i P_m, (1.8)

введя понятие механического КПД:

_m= (1.9)

получим:

P_e = P_im (1.10)

Так как число рабочих циклов, совершаемых в одном цилиндре в секунду равно n/(30), то эффективная мощность двигателя, имеющего i цилиндров (кВт)

N_e= (1.11)

где n - частота вращения коленчатого вала, мин^-1; V_h^'- рабочий объем цилиндра, см³; - число рабочих ходов поршня за один цикл.

Эффективный крутящий момент (Нм)

M_e = 10³ P_e iV_h' / (), (1.12)

Из (1.11) и (1.12) следует, что для двигателя с заданным рабочим объемом iV_h' и тактностью , эффективная мощность пропорциональна среднему эффективному давлению и частоте вращения, т.е. N_е~P_en, а крутящий момент M_e~P_e. двигатель дизель искровое зажигание

Экономичность работы двигателя в целом, определяется эффективным КПД _е и удельным эффективным расходом топлива g_e.

Эффективный КПД, оценивающий степень использования тепла топлива с учетом всех видов потерь, как тепловых, так и механических, можно определить так

_e = _{i m} (1.13)

Удельный эффективный расход топлива g_e (кг/кВтч) представляет собой отношение часового расхода топлива G_т к эффективной мощности N_e, т.е.

g_e = G_т / N_e (1.14)

Уровень форсирования двигателя оценивается литровой и удельной поршневой мощностью.

Литровая мощность (кВт/л):

N_л = N_e / (iV_h') = P_e n /( 30 ) (1.15)

Скоростной коэффициент: К_с = 3800/6200 = 0,61

Литровая мощность двигателя: N_л = 83,4/1,795 = 46,5 кВт/л

По результатам теплового расчета строятся графики:

а) внешней скоростной характеристики (рис. 3.2);

б) параметров процесса газообмена, т.е. Р_а(n), Т_а(n), _v(n), _г(n), P_r(n);

в) параметров процессов сжатия и сгорания, т.е. P_c(n), Т_с(n), P_z(n), T_z(n);

г) индикаторных показателей и механических потерь, т.е. P_i(n), g_i(n), N_i (n), _i (n), _m (n).

Расчетно-пояснительная записка должна содержать обоснованные выводы о техническом уровне проектируемого двигателя в сравнении с выбранными аналогами и уровнем двигателя в целом.

Наиболее полно характеризует уровень форсирования в комплексе, т.е. по среднему эффективному давлению Р_е, частоте вращения n и тактности .

Удельная поршневая мощность (кВт/дм²)

, (1.16)

характеризует уровень форсирования по среднему эффективному давлению, средней скорости поршня (м/с) и тактности.

Совершенство конструкции оценивается удельной массой, (кг/кВт):

m_уд. = m_дв. / N_e (1.17)

где m_дв - полная "сухая" масса двигателя.

Основные эффективные и удельно-массовые показатели современных двигателей различного назначения приведены в таблице 1.1.

1.4 Скоростные характеристики двигателя

Характеристикой называется зависимость основных показателей двигателя (мощности N_e, крутящего момента М_е, часового и удельного расходов топлива G_т и g_e) от режима работы. Характеристики можно определить опытным путем на специальных стендах или построить приближенно, пользуясь расчетными методами.

Режимы работы двигателя характеризуются нагрузкой (средним эффективным давлением P_e или эффективной мощностью N_e) и частотой вращения коленчатого вала n. Характеристики, определяющие зависимость показателей двигателя при постоянном положении органов регулирования (неизменном положении рейки топливного насоса или дроссельной заслонки) от частоты вращения, называются скоростными.

Различным положениям органов регулирования соответствуют различные скоростные характеристики. Если скоростная характеристика получена при полной подаче топлива или горючей смеси, то она называется внешней скоростной характеристикой (ВСХ). Характеристики, соответствующие неполной подаче топлива или горючей смеси называются частичными скоростными характеристиками.

Показатель	Ед. изм.	ДВС ИЗ легковых автомобилей
		без надд.	с надд.	надд.+ОНВ
1	2	3	4	5
Частота вращения коленчатого вала - номинальная, nN - при Ме max, nМ	тыс. мин-1 -"- -"-	4,5…6.8 2,1…4,4	4…6 1,8…4,0	4…6 1,8…4,0
Отношение S/D	-	0,8…1,2	0,9…1,2	0,9…1,2
Литровая мощность, Nл	кВт/л	30…50	40…64	46…90
Уд. поршневая мощность, Nп	кВт/дм2	25…45	34…57	39…75
Средне эффективное давление, Ре - номинальное - максимальное	МПа -"- -"-	0,8…1,06 0,9…1,3	1,17…1,28 1,35…1,48	1,32…1,5 1,46…1,6
Минимальный удельный расход топлива по ВСХ	г/кВт	245…290	265…315	233…276
Удельная масса	кг/кВт	1,2…2,5	1,2…2,2	1,1…2,1
Коэффициент приспособляемости	-	1,13…1,25	1,15…1,3	1,16…1,32
Удельная мощность - полностью груженого а/м - полностью груженого автопоезда	кВт/т -"- -"-	-	35… -	100 -
Индикаторные показатели.
Рi,т	МПа	1,047	1,15	1,24	1,223	1,157	1,016
Pi	МПа	1,006	1,067	1,191	1,186	1,122	0,976
i	-	0,2935	0,3272	0,3362	0,3267	0,3135	0,2995
gi	г/кВтч	279,2	250,6	243,7	250,8	261,4	273,6
Ni	кВт	21,06	42,92	67,71	88,71	104,1	99,23
Мi	Нм	143,7	157,6	170,2	169,4	160,3	139,4
Механические потери.
СП	м/с	3,967	7,367	10,767	14,168	17,567	19,267
Pm		0,0736	0,1110	0,1484	0,1858	0,2232	0,2419
m		0,9268	0,8959	0,8754	0,8433	0,8010	0,7521
Эффективные показатели.
Ре	МПа	0,932	0,956	1,043	1,000	0,899	0,734
е	-	0,272	0,293	0,294	0,276	0,251	0,225
ge	г/кВтч	301,1	279,7	278,4	297,4	326,3	363,8
Ne	кВт	19,52	38,45	59,27	74,81	83,38	74,63
Ме	Нм	133,2	141,2	149,0	142,9	128,4	104,8
Gт	кг/час	5,88	10,75	16,50	22,25	27,21	27,15
v	-	0,7746	0,8201	0,9008	0,9231	0,9100	0,8286
Процесс сжатия и сгорания.
о	-	1,1165	1,0851	1,0812	1,0812	1,0812	1,0812
	-	1,1194	1,0813	1,0781	1,0784	1,0787	1,0783
u	кДж/кг	12379	6808	6189	6189	6189	6189
Нр.с	-"-	70952	75798	76558	76794	76890	76898
а1	-	24,053	24,421	24,450	24,450	24,450	24,450
b1	-	,00200	,00204	,00205	,00205	,00205	,00205
а2	-	20,780	20,770	20,755	20,744	20,739	20,739
b2	-	,00260	,00261	,00261	,00262	,00262	,00262
n1	-	1,253	1,279	1,306	1,332	1,359	1,372
Рс	МПа	1,6928	1,743	1,8739	1,902	1,894	1,7437
Тс	К	619,2	649,8	679,7	713,0	750,7	776,6
tc	С	346,2	376,8	406,7	440,0	477,7	503,6
z	-	0,80	0,85	0,88	0,89	0,88	0,87
х1	-	64267	72625	76334	78094	78310	78010
х2	-	26,708	26,406	26,355	26,362	26,364	26,364
х3	-	,00222	,00221	,00221	,00221	,00221	,00221
tz	C	2055	2305	2411	2458	2464	2454
Tz	K	2328	2578	2684	2731	2737	2727
Pz,т	МПа	7,067	7,477	7,978	7,856	7,449	6,568
Pz	МПа	6,148	6,505	6,940	6,835	6,481	5,714
	-	4,175	4,290	4,257	4,131	3,933	3,786
Процессы расширения и выпуска
Uz"		70455	67129	70797	72405	72622	72346
	-	0,007	0,011	0,013	0,015	0,020	0,026
UB"		58372	67963	71792	73557	74160	74345
N2	-	1,273	1,258	1,254	1,252	1,249	1,246
Pb	МПа	0,397	0,4210	0,4412	0,4376	0,4154	0,392
Тb	K	1256	1438	1495	1552	1567	1563
Tr'	K	802	899	976	1043	1058	1056
	%	0,3	1,0	1,7	1,3	2,0	4,1

Дизели легковых автомобилей	Дизели груз. а/м полной массой. св. 10т.
без надд.	с надд.	надд.+ОНВ	без надд.	с надд.	надд.+ОНВ
6	7	8	9	10	11
4…5 1,8…2,4	4…4,6 1,6…2,2	4…4,4 1,6…2,2	1,9…2,8 1,1…1,7	1,9…2,6 1…1,6	1,9…2,4 1…1,6
0,96…1,25	0,96…1,25	0,96…1,25	1…1,27	1…1,36	1…1,36
21…32	26…37	35…40	13…20	15…28	17…36
16…25	22…32	30…33	17…24	18…30	21…41
0,65…0,77 0,7…0,95	0,8…1,0 0,9…1,24	1,05…1,17 1,1…1,49	0,7…0,8 0,8…0,96	0,95…1,16 1,05…1,25	1,07…1,7 1,15…2,07
215…270	216…265	212…255	210…218	200…210	186…205
2,2…4,5	2,0…4,0	1,9…3,3	3,4…6,0	3,1…5,3	2,5…5,0
1,1…1,25	1,14…1,24	1,14…1,27	1,09…1,12	1,09…1,11	1,09…1,10
11…17 -	15…20 -	17…26 -	7…14 5…10	8…17 6…11	9…20 7…12

Характерными для ВСХ ДВС ИЗ (рис 1.3а) являются следующие скоростные режимы:

n_min - при котором двигатель устойчиво работает с полной нагрузкой (не путать с минимальной частотой холостого хода n_min.х.х.);

n_М - соответствующий максимального крутящему моменту М_е, или максимальному среднему эффективному давлению Р_е, которые достигаются при условии максимума ;

n_g - при которых удельный эффективный расход топлива наименьший по ВСХ, причем g_e,min достигается при условии максимума _im;

n_N - соответствующие максимальной эффективной мощности двигателя N_e, которая достигается при условии максимума ;

n_max - соответствующие максимальной скорости движения автомобиля с данным двигателем по горизонтальному участку дороги.

Таблица.3.2.

Величина	Ед. изм.	nx, мин-1
		1400	2600	3800	5000	6200	6800
1	2	3	4	5	6	7	8
	%	22,6	41,9	61,3	80,6	100	109,7
Параметры рабочего тела и остаточных газов
	-	0,80	0,89	0,90	0,90	0,90	0,90
Тr	K	800	890	960	1030	1080	1100
M1		0,4215	0,4679	0,4731	0,4731	0,4731	0,4731
МСО	-"-	0,0286	0,0157	0,0143	0,0143	0,0143	0,0143
	-"-	0,0426	0,0558	0,0569	0,0569	0,0569	0,0569
	-"-	0,0143	0,0079	0,0071	0,0071	0,0071	0,0071
	-"-	0,0582	0,0646	0,0654	0,0654	0,0654	0,0654
	-"-	0,3269	0,3637	0,3678	0,3678	0,3678	0,3678
М2	-"-	0,4706	0,5077	0,5115	0,5115	0,5115	0,5115
Процессы впуска и выпуска
РВ/О	МПа	0,0005	0,0010	0,0015	0,0020	0,0025	0,0027
РО'	МПа	0,1008	0,1003	0,0998	0,0993	0,0988	0,0986
o'	кг/м3	1,199	1,193	1,187	1,181	1,175	1,171
тр	МПа	0,0005	0,0010	0,0015	0,0020	0,0025	0,0027
Ртр	МПа	0,1003	0,0993	0,0983	0,0973	0,0963	0,0959
Wкл	м/с	28,62	53,14	77,67	102,2	126,7	139,0
Wтр	м/с	-	-	55,5	73,0	90,5	-
тр	кг/м3	1,193	1,181	1,169	1,157	1,145	1,139
Ртр'	МПа	0,1003	0,0993	0,1040	0,1043	0,1030	0,0959
тр'	кг/м3	1,193	1,181	1,234	1,240	1,225	1,139
кл	МПа	0,0008	0,0027	0,0061	0,0106	0,0160	0,0180
Ра	МПа	0,0995	0,0966	0,0979	0,0937	0,0870	0,0779
Рr	МПа	0,1034	0,1061	0,1096	0,1136	0,1183	0,1209
	К	25	21	17	13	9	7
доз	-	0,875	0,94	1,00	1,06	1,12	1,15
г	-	0,055	0,0467	0,0394	0,0358	0,0345	0,0374
Та	К	349,4	345,7	340,0	336,4	333,3	334,8

Исходя из заданного октанового числа бензина, принимаем степень сжатия = 9,6. При этом обеспечивается достаточно высокий термический к.п.д. цикла, небольшая относительная поверхность камеры сгорания F_кс/V_h' и максимальная температура цикла Т_z 2600...2700 К, позволяющие снизить выброс с отработавшими газами C_xH_у и NO_x.

Улучшению наполнения будет способствовать установка двух впускных и выпускных клапанов на цилиндр. Для впускных клапанов их диаметр примем d_кл = 0,34D = 28 мм, высоту подъема h_кл = 0,28 d_кл = 7,8 мм.

Площадь сечения впускных клапанов (при = 45) f_кл=11,8810^-4 м², коэффициент гидравлического сопротивления _кл=1,633, коэффициент расхода _кл = 0,616.

Примем среднюю скорость поршня на режиме номинальной мощности С_п = 17,5 м/с. Тогда расчетные частоты вращения:

- номинальная n_N = 6200 мин^-1;

- максимальная n_max = (1,05...1,15) n_N = 6800 мин^-1;

- промежуточные n_x = 0,8 n_N = 5000 мин^-1

n_x = 0,6 n_N = 3800 мин^-1

n_x = 0,4 n_N = 2600 мин^-1

- минимальная n_min = 0,22n_N = 1400 мин^-1

Для увеличения литровой мощности двигателя используем настроенную впускную систему (газодинамический наддув) с оптимизацией ее параметров на частоты вращения, близкие к номинальной n_N. Примем n_опт = 5000 мин^-1. Верхняя и нижняя границы частоты вращения с газодинамическим наддувом: n_H = 0,75 n_опт = 3750 мин^-1, n_B = 1,25 n_опт = 6250 мин^-1. Оптимальная длина индивидуальной впускной трубы l_тр = 7,5 а_о/n_опт = 0,52 м.

Другие недостающие исходные данные - Т_r, , _доз, _z, , Т определяем по рекомендациям, приведенным в разд. 2.1. Зависимости от частоты вращения показаны на рис. 3.1. Дальнейший расчет сведен в таблицу 3.2.

Эксплуатация автомобиля происходит при переменных нагрузках, скорости и дорожных условиях. Поэтому мощность двигателя всегда должна соответствовать мощности необходимой для движения автомобиля с требуемой скоростью. На рис 1.3б показаны графики мощности N_e, развиваемой двигателем и необходимой для движения автомобиля N.

Мощность, необходимая для движения автомобиля N складывается из мощности на преодоление трения трансмиссии N_тр, сопротивления качению автомобиля N_к и сопротивления воздуха N_в, причем последняя составляющая изменяется примерно пропорционально кубу скорости V движения автомобиля (N_в V³).

При максимальной скорости движения автомобиля на горизонтальном участке пути мощность, потребляемая автомобилем N, равна мощности, развиваемой двигателем по ВСХ, в точке А при частоте вращения n_max. При изменении условий движения (подъем), суммарные сопротивления увеличатся (кривая N'). Максимальная скорость движения автомобиля станет меньше чем в рассмотренном случае и будет характеризоваться точкой В. При работе двигателя с прикрытой дроссельной заслонкой (частичная скоростная характеристика) его мощность снизится во всем диапазоне частот вращения (на рис. 1.3б - штриховая линия). Равенство мощностей N N_e наступит при меньшей, чем в точке А частоте вращения, т.е. в точке С пересечения кривых N и N_e'.

На рис. 3.2 приведена расчетная ВСХ двигателя 4Ч8,2/8,5 с искровым зажиганием, а на рис. 3.4 расчетная ВСХ дизеля 6ЧН12/14.

2. Порядок выполнения теплового расчета

2.1 Выбор и обоснование аналогов, исходных данных и расчетных режимов

Аналогом проектируемого двигателя является двигатель зарубежного или отечественного производства, имеющий такой же или близкий рабочий объем и назначение. Сопоставление параметров технического уровня проектируемого двигателя с параметрами аналогов, дает возможность судить о степени их соответствия.

При подборе аналогов должны выполняться следующие условия:

1. Рабочий объем аналога iV_h' не должен отличаться более чем на 5 % от рабочего объема проектируемого двигателя.

2. В число аналогов целесообразно включать двигатели иных конструктивных схем, но при выполнении условия п.1. Например, в число аналогов проектируемого рядного двигателя следует включать V-образные или оппозитные.

3. При наличии аналогов с разными типами охлаждения, должны рассматриваться и те и другие.

4. Число аналогов должно быть по возможности большее и желательно из разных стран. Минимальное число аналогов 2…3.

5. Показатели рабочего процесса аналогов должны отражать современный уровень двигателестроения (см. табл. 1.1).

Параметры и показатели аналогов целесообразно свести в таблицу 2.1.

По окончании теплового расчета в таблицу 2.1 вносятся показатели проектируемого двигателя. На основании их сравнения, в расчетно-пояснительной записке даются обоснованные выводы о техническом уровне проектируемого двигателя.

Тепловой расчет выполняется на нескольких скоростных режимах.

Для ДВС ИЗ - карбюраторных, с центральным и распределенным впрыском топлива, номинальная частота вращения n_N коленчатого вала точно может быть определена только в ходе теплового расчета, поскольку она определяется произведением (см. разд. 1.4). Ориентировочно, в начале расчета n_N можно определить, задавшись средней скоростью поршня с_п на номинальном режиме. Последняя зависит (рис.2.1) от конструктивных особенностей двигателя.

Номинальная частота вращения n_N при выбранном значении с_п, мин^-1.

n_N 30 с_п / S (2.1)

3. Примеры расчетов

3.1 Расчет ДВС искрового зажигания

Исходные данные: Выполнить расчет двигателя типа 4Ч 8,2/8,5 с распределенным впрыском топлива, предназначенного для легкового автомобиля. Топливо - бензин АИ-93.

Выбор аналогов. Рабочий объем рассчитываемого двигателя iV_h' = 1795 см³. Исходя из его назначения в качестве аналогов выбираем двигатели:

1. Volkswagen GOLF 1.8 GLi - рядный четырехцилиндровый типа 4Ч 8,1/8,64, с центральным впрыском топлива, жидкостного охлаждения.

2. RENAULT 19 16V1.8i - рядный четырехцилиндровый типа 4Ч 8,2/8,35 с распределенным впрыском топлива, газодинамическим наддувом, жидкостного охлаждения.

Технические данные прототипов представлены в таблице 3.1.

Таблица 3.1.

Наименование, обозначение	Ед. изм.	VW GOLF 1.8 GL	R 19 16 V 1.8i	Проект
1	2	3	4	5
1. Рабочий объем, iVh'	см3	1781	1764	1795
2. Число цилиндров	-	4	4	4
3.Диаметр, D	мм	81	82	82
4.Ход поршня, S	мм	86,4	83,5	85
5. Отношение S/D	-	1,07	1,02	1,04
6. Степень сжатия,	-	10,0	10,0	9,6
7. Номинальная мощность, Ne	кВт	66	99	83,4
8. Номинальная частота вращения, nN	мин-1	5500	6500	6200
9. Максимальный крутящий момент, Ме	Нм.	145	158	149

Таблица 2.1

Наименование	Ед. изм.	Аналог №1	Аналог №2	Проектируемый двигатель
1. Рабочий объем, iVh'	см3			9495
2. Число цилиндров, i	-			6
3. Диаметр цилиндра, D	мм			120
4. Ход поршня, S	мм			140
5. Отношение, S/D	-			1,17
6. Степень сжатия,	-			16
7. Номинальная мощность, Ne	кВт			247,5
8. Ном.частота вращения, nN	мин-1			2400
9. Максимальный крутящий момент, Ме,max	Нм			1190
10. Частота вращения, при Ме,max , nМ	мин-1			1200
11. Коэфф. приспособляемости, Кm.	-			1,21
12.Скоростной коэффициент, Кс.	-			0,5
13. Удельный расход топлива, ge на номинальном режиме.	г/кВтч			228
14. Удельный расход топлива, минимальный по ВСХ, ge.min.	г/кВтч			210
15. Среднее эффективное давление Ре.	МПа			1
16. Средняя скорость поршня сп на номинальном режиме.	м/с			11,2
17. Литровая мощность Neл	кВт/л			26,07
18. Удельная поршневая мощность, Neп	кВт/ дм2			36,5
19. Число впускных клапанов на цилиндр, iкл.	-			2
20. Тип камеры сгорания	-			неразделенная
21. Вид охлаждения	-			жидкостное
22. Особенности сист. питания	-
23. Вид наддува	-			газотурбиный
24. Давление наддува, Рк, на на ном. режиме на режиме Ме,max				0,248 0,224

в).Строим на ВСХ точку А, соответствующую часовому расходу топлива G_т.х.х при n_р.х.х. и соединяем ее прямой с точкой, соответствующей G_т на номинальном режиме. На графиках N_e(n) и М_e(n) проводим прямые линии от их номинальных значений при n_p до нулевых при n_p.х.х. Удельный эффективный расход топлива по регуляторной ветви ВСХ определяем на нескольких промежуточных частотах в диапазоне n_p n_х n_p.х.х по формуле:

g_e = G_т / N_e. (2.90)

Полученные точки соединяем плавной кривой. При частоте вращения, приближающейся к n_p.х.х, удельный эффективный расход топлива стремится к бесконечности, поскольку эффективная мощность N_e равна нулю.

Характер протекания ВСХ оценивается:

1.Коэффициентом приспособляемости К_m :

К_m = М_e,max / М_e,N, (2.91)

где М_e,max - максимальный крутящий момент, М_e,N - крутящий момент при номинальной мощности.

2.Скоростным коэффициентом К_с :

К_с = n_м / n_N, (2.92)

где n_м и n_N - частоты вращения коленчатого вала, соответствующие максимальному крутящему моменту и номинальной мощности.

Чем выше значения К_m и ниже К_с, тем лучше двигатель приспосабливается к изменению внешней нагрузки, а автомобиль обладает высокими динамическими характеристиками. Достигнутые значения К_m и К_с для двигателей различных типов и назначения приведены в таблице 1.1.

Кроме ВСХ, после выполнения теплового расчета целесообразно построить графики зависимости от частоты вращения задаваемых (Р_к, Т_ОНВ, , Т_r, _доз., _z и др.) и рассчитанных (Т_а, Р_а, _г, _v, Т_с, Р_с, Т_z, P_z, n₁, n₂, P_i, N_i, _i и др.) параметров двигателя.

Рассчитанные эффективные и удельно-массовые показатели двигателя заносятся в таблицу 2.1. Выполняется анализ технического уровня проекта и формулируются соответствующие выводы.

Другие расчетные режимы определяются следующим образом:

1. Режим минимальной частоты n_min 0,2n_N, но не менее 1000…1200 мин^-1.

2. Режим максимальной частоты n_max = (1,05…1,15)n_N.

3. Промежуточные режимы (не менее 2-х), в области которых двигатель развивает наибольший крутящий момент и наименьший удельный расход топлива. Соответствующие им частоты вращения

n_x1 = (0,4…0,5) n_N; n_x2 = (0,65…0,8) n_N и др.

У дизелей номинальная частота вращения ограничивается регулятором (n_р = n_N) и бывает известна до начала расчета. У тракторных дизелей n_р = 1800…2200 мин^-1, у дизелей грузовых автомобилей (D105 мм) n_р = 2200…3000 мин^-1, у дизелей легковых автомобилей и грузовых на их базе (D100 мм) n_р = 3500…5000 мин^-1.

Основные расчетные частоты вращения для дизелей:

1. Режим мин.частоты n_min=(0,3…0,4)n_р, но не менее 900-1000 мин^-1.

2. Режим наибольшего крутящего момента n_м = К_с n_р,