Двигатели внутреннего сгорания, цикл работы

Размещено на http://www.allbest.ru/

• Содержание
• 1. Описание процессов, происходящих в одном цикле ДВС

2.Расчет параметров одного цикла и построение индикаторной диаграммы ДВС

3. Расчет параметров кривошипно-шатунного механизма

4. Построение диаграммы фаз газораспределения

5. Расчет и построение внешней характеристики ДВС

6. Расчет поршневой группы

7. Тепловой баланс двигателя



1. Описание процессов, происходящих в одном цикле ДВС

Ход поршня начинается по окончании такта выпуска, поэтому в камере сгорания находятся остаточные газы при повышенной температуре Tr=900К и давлении pr=0,100 МПа, превышающем атмосферное p0=0,1МПа.

Во время такта впуска (угол открытия 1=30°) поршень движется от верхней мертвой точки (В. М. Т.) к нижней мертвой точке (Н.М.Т.), впускной клапан открыт, в цилиндр поступает атмосферный воздух. Основной задачей при впуске является наиболее лучшее заполнение цилиндра.

Во время такта сжатия, когда впускной и выпускной клапаны закрыты, температура, и давление воздуха в цилиндре значительно возрастают. При степени сжатия (е=16) давление и температура воздуха достигают значений pc=3,50МПа и Тс=960°С соответственно.

В конце такта в цилиндр через форсунку впрыскивается топливо. Показатель политропы сжатия n1=1,365.

В конце такта сжатия до прихода поршня в В.М.Т. происходит воспламенение смеси от высокого давления. При этом температура газов к концу сгорания повышается до Tz=2600°С, а давление pz=6,5МПа.

После прихода в В.М.Т. начинается процесс такта расширения, где совершается полезная работа. В конце такта расширения температура снижается до 1500°С, а давление до 0,60 МПа. Показатель политропы расширения равен n2=1,159.

Продукты сгорания выходят из цилиндра в атмосферу. Такт начинается с момента открытия выпускного клапана (2=20°). Температура выпуска равна 1150°С, а давление газов - 0,110МПа.



2. Расчет параметров одного цикла и построение индикаторной диаграммы ДВС

1. Объем камеры сгорания Vc (в условных единицах) равняется 1.

2. Полный объем:

Va = Vc,

где _ степень сжатия;

Va =151 = 15

3. Рабочий объем:

Vh = Va - Vc,

Vh = 15 - 1 = 14 двигатель газораспределение тепловой

4. Показатель политропы сжатия:

n1 =1,41 - 100/ne,

где ne - номинальная частота вращения коленвала, об/мин;

n1= 1,41 - 100/2000 = 1,36

5. Давление в конце такта сжатия, МПа:

pc = pan1,

где pa - давление при впуске, МПа;

pc = 0,08(15)1,36= 3,18 МПа.

6. Промежуточные значения давления процесса сжатия (таблица 1):

px= (Va / Vx) n1pa,

При ; px= (15 / 1) 1,36 0,08=3,18Мпа;

При; px= (16/ 2) 1,36 0,08=1,24Мпа

Таблица 1 Значения давлений процесса сжатия

Vx	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
px, Мпа	1,24	0,71	0,48	0,35	0,28	0,225	0,188	0,16	0,139	0,122	0,108	0,097	0,088	0,08

7. Давление в конце такта сгорания, МПа:

pz = pc,

где _ степень повышения давления;

pz = 23,18= 6,36 МПа

8. Показатель политропы расширения:

n2 =1,22 - 130/nе,

n2 = 1,22 - 130/3100 = 1,18

9. Давление в конце такта расширения:

pb =pz/n2,

где д - степень последующего расширения, р - степень предварительного расширения, р=1,5.

pb= 6,36/101,18= 0,42 Мпа

10. Промежуточные значения давлений процесса расширения (таблица 2):

px= (Va / Vx) n * pb ,

При ; px=(15 / 1) 1,18 0,42=10.26 МПа;

Таблица 2 Значения давлений процесса расширения

Vx	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
px, Мпа	4,5	2.8	2	1.53	1.24	1.03	0.88	0.77	0.68	0.61	0.55	0.5	0.46	0.42

11. Среднее теоретическое индикаторное давление, МПа:

,

1,18 МПа

12. Среднее давление механических потерь, МПа:

где средняя скорость поршня в цикле. Предварительно = 10.

МПа

13. Действительное индикаторное давление, МПа, с учетом коэффициента скругления диаграммы =0,96:

,

где _ давление выхлопных газов, МПа.

МПа.

14. Среднее эффективное давление цикла:

,

МПа.

15. Механический КПД:

16. Индикаторный КПД:

,

где - коэффициент избытка воздуха (=1,15); - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива = 14,45возд/кг топлива(для дизельных двигателей); - низшая теплота сгорания топлива, МДж/кг,=42,5; - плотность топливо - воздушной смеси, кг/м3,=1,2; - коэффициент наполнения цилиндра, = 0,94 [2].

17. Эффективный КПД:

,

18. Удельный расход, г/кВт•ч:

19. Массовый расход, кг•ч:

Полученные данные использованы для построения диаграммы.

3. Расчет параметров кривошипно-шатунного механизма

1. Рабочий объем цилиндра, л:

,

где - тактность двигателя ( = 4); Pе - заданная мощность двигателя, кВт; i - заданное число цилиндров.

Vh = 30•4•118/(0,9•2000•6)=1,3 л.

2. Рабочий объем (геометрически), м3:

,



где D - диаметр поршня, м:

,

где S - неизвестный ход поршня, м.

Из отношения S/D=0,9 определен диаметр поршня:

м;

Принято: 120 мм. Тогда мм.

3. Средняя скорость поршня, м/с:

,

м/с , < 13 м/с = [ ]

Полученная скорость поршня меньше допускаемой, значит, расчеты выполнены верно.

4. Площадь поршня:

4. Построение диаграммы фаз газораспределения

Моменты открытия и закрытия клапанов перенесены на индикаторную диаграмму и отмечены точками на соответствующих участках рабочего цикла (рисунок 3).

Под отрезком Vh ниже оси V построена полуокружность с радиусом, равным половине этого отрезка.

Можно считать, что в определенном масштабе радиус полуокружности равен радиусу кривошипа, так как при движении поршня между мертвыми точками (в пределах рабочего объема) коленчатый вал поворачивается на 180є, т.е. тоже описывает полуокружность.

1. Радиус кривошипа коленвала, м:

r = S / 2,

r = 0,110/2 = 0,055 м

2. Отрезок ОО1 (см. диаграмму фаз газораспределения, рисунок 3):

,

где r - радиус кривошипа в масштабе индикаторной диаграммы.

,

где lш - длина шатуна, м;

r - радиус кривошипа.

Принято:

lш = 4r;

Отсюда:

мм



Полученные расчетом данные использованы для построения диаграммы фаз газораспределения (рисунок 3).

Длина шатуна, мм:

lш = 455=220.

Из центра О1 проведены лучи до пересечения с полуокружностью. Углы наклона лучей ц к горизонтальной оси соответствуют заданным значениям углов открытия и закрытия клапанов.

В правой части полуокружности отложены углы открытия выпускного и закрытия впускного клапанов (соответственно ц2 и ц3 по заданию), так как эти процессы происходят в зоне НМТ. В левой части отложены углы открытия впускного ц1 и закрытия выпускного ц4 клапанов, так как эти процессы происходят в зоне ВМТ.

В этой же зоне отложен угол опережения впрыска, который находится в диапазоне .

Принято: [3].

Затем находятся проекции полученных на полуокружности точек на соответствующие участки индикаторной диаграммы.

Точки пересечения обозначены цифрами, соответствующими индексу угла цi.

Полученные расчетом данные использованы для построения диаграммы фаз газораспределения (рисунок 2).



Рисунок 2 Связь индикаторной диаграммы и диаграммы фаз газораспределения

5. Расчет и построение внешней характеристики ДВС

1. Мощность Pe , кВт:

,

где nei - текущие (принимаемые) значения частоты вращения коленчатого вала; np - номинальная частота вращения.

Например, при nei /np =0,2 эффективная мощность соответственно равна: Ре=1260,2[0,6+1,40,2-0,04]=21,1кВт.



2. Вращающий момент:

При ne =0,2np момент соответственно равен:

Te =3104 21,1/(3,140,22200)=459 Нм.

Значения вращающего момента при других значениях частоты вращения коленчатого вала представлены в таблице 3.

3. Удельный расход, гр/кВт•ч:

При nei /np =0,2 удельный расход для дизелей без наддува равен:

ge =197,7[1,55-1,550,2+0,04]=253,06 г/кВтч.

Последующие значения удельного расхода при увеличении частоты вращения представлены в таблице 3.

4. Массовый расход, кг•ч:

При nei /np =0,2 массовый расход равен:

Ge =21,1237,24=5356,69 гч.

Остальные значения массового расхода при различных значениях частоты вращения коленчатого вала представлены в таблице 3.

5. Среднее эффективное давление:

При ne =0,2np среднее эффективное давление равно:

МПа

Последующие значения эффективного давления посчитаны аналогично и сведены в таблицу 3.

6. Коэффициент наполнения:

При ne =0,2np коэффициент наполнения будет равен:

Другие значения коэффициента наполнения посчитаны аналогично и сведены в таблицу 3.

Таблица 3 Зависимость мощности Pe, вращающего момента Те, удельного расхода ge , массового расхода Ge, среднего эффективного давления, коэффициента наполнения от частоты вращения коленчатого вала ne

Наименование	Отношение nei/np
	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2
ne, об/с	7,3	14,6	22	29,3	36,6	44
Pe, kBт	21,16	50,4	81,64	108,86	126	127
Те, Н•М	459,64	547,19	590,96	590,96	547,19	459,64
ge, г/Квт•ч	253,06	215,49	193,75	187,82	197,7	223,4
	0,859	0,906	0,915	0,921	0,909	0,878
	1,02	1,22	1,32	1,32	1,22	1,02
Ge, г/ч	5356,69	10860,85	15818,97	20446,29	24910,20	28373,71

Графическая зависимость мощности Pe, вращающего момента Те, удельного расхода ge , массового расхода Ge , среднего эффективного давления коэффициента наполнения от частоты вращения коленвала ne отображена на рисунке 4.



Рисунок 4 Зависимость эффективной мощности, вращающего момента, удельного расхода, массового расхода, среднего эффективного давлениякоэффициента наполнения от частоты вращения коленчатого вала

6. Определение основных параметров ДВС

1. Кривошипно-шатунный механизм

При известном диаметре поршня его остальные основные размеры определяются из эмпирических соотношений [2].

Результаты расчетов приведены в таблице 4.

Таблица 4 Основные размеры КШМ

Диаметр поршня	d = D	d = 100 мм
Толщина днища поршня Высота поршня Высота верхней части поршня Высота юбки поршня	b=(0.12…0.20) * d H=(1.0…1.5) * d h1=(0.6…1.0) * d h2=(0.6…0.8) * d	b=13 мм H=100 мм h1=60 мм h2=65 мм
Внешний диаметр внутреннего торца бобышек Расстояние между торцами бобышек	d6=(0.3…0.5)*d b=(0.3…0.5)*d	da=50 мм b=40 мм
Толщина стенки юбки поршня	б2=1,5…4,5	б2=4 мм
Толщина стенки головки поршня Расстояние до первой поршневой канавки	s=(0,005..0,1)* d e=(0,06…0,12)* d	s= 6 мм e= 17 мм
Толщина первой кольцевой перемычки	hП= ( 0,03…0,05 )d	hП=5мм
Радиальная толщина кольца	t= (0,04…0,045)d	t= 4 мм
Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии	A0 = ( 2,5…4,0 )t	A0 = 12мм
Радиальный зазор кольца в канавке поршня	?t = 0,7…0,95	?t = 0,9мм
Внутренний диаметр поршня	di=d-2(s+t+?t)	di=80,9мм
Диаметр масляного кольца	dм= (0,3…0,5)а	dм= 1,6мм
Диаметр пальца	dП= (0,22…0,28)d	dП= 30мм
Внутренний диаметр пальца	dВ= (0,65…0,75)dП	dВ= 18мм
Длина пальца	lП=(0,88…0,93)d	lП= 83мм
Внутренний диаметр поршня головки с втулкой	d= (1,10…1,25)dП	d=33мм
Наружный диаметр головки	dГ= (1,25…1,65)dП	dГ=51мм
Длина поршневой головки шатуна	lш=(0,28…0,32)d	lш=37мм
Минимальная радиальная толщина стенки головки	hг=(0,16…0,27)dП	hг=8,1мм
Радиальная толщина стенки втулки	Sв=(0,055…0,085) dП	Sв=2,4 мм
Диаметр шатунной шейки	dш.ш.=(0,56…0,75)d	dш.ш.=70мм
Толщина стенки вкладыша	tВ=(0,03…0,05) dш.ш	tВ=2,5мм
Расстояние между шатунными болтами	сб=(1,30…1,75) dш.ш	сб=104мм
Длина кривошипной головки	lк=(0,45…0,95) dш.ш	lк=46мм
Размеры сечения шатуна:
hш	(1,2 - 1,4) hш min	hш=52
bш	(0,50 - 0,75)lш	bш=21
aш = tш	(4,0 - 8,5)	aш = tш=8,5

2. Определение перемещения поршня

Рисунок 5 Расчетная схема для определения перемещения, скорости и ускорения поршня

Зависимость перемещения поршня от угла поворота коленчатого вала определяется по формуле:

Значения выражения в скобках (для удобства обозначено г) при углах поворота кривошипа от 00 до 3600 с шагом 30 0 и при л = 0,25 для простоты расчетов посчитаны и сведены в таблицу. Углы поворота сведены в таблицу 5. График перемещения поршня изображен на рисунке 6.

Таблица 5 Зависимость перемещения поршня от угла поворота

ц0	г	r	S
0	0,00	0,055	0,00
30	0,1653	0,055	0,01
60	0,5938	0,055	0,03
90	1,1250	0,055	0,06
120	1,5938	0,055	0,09
150	1,8973	0,055	0,10
180	2,0000	0,055	0,11
210	1,8973	0,055	0,10
240	1,5938	0,055	0,09
270	1,1250	0,055	0,06
300	0,5938	0,055	0,03
330	0,1653	0,055	0,01
360	0,00	0,055	0,00

Перемещение поршня при угле поворота коленчатого вала на 300:

S = 0,16530,055 = 0,01 м.

Рисунок 6 Зависимость перемещения поршня от угла поворота коленчатого вала

3. Скорость поршня

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения л=R/Lш. Скорость определяется как первая производная от перемещения. Зависимость скорости поршня от угла поворота коленчатого вала определяется по формуле:

Значения в скобках для л=0,25 при углах поворота кривошипа, кратного 300, при радиусе кривошипа R=55мм. для удобства расчетов сведены в таблицу 6[2].

График изменения скорости поршня представлен на рисунке 7.

Рисунок 7 Зависимость скорости поршня от угла поворота коленчатого вала

Для примера посчитано значение скорости поршня при угле поворота в 300:

Остальные значения скорости посчитаны аналогично и сведены в таблицу 6.

Угловая скорость кривошипа:

,

Таблица 6 Изменение скорости поршня при изменении угла поворота кривошипа

г)	ц	х
0,0000	0	0,00
0,6083	30	7,69
0,9743	60	12,32
1,0000	90	12,65
0,7577	120	9,58
0,3917	150	4,96
0,0000	180	0,00
-0,3917	210	-4,96
-0,7577	240	-9,58
-1,0000	270	-12,65
-0,9743	300	-12,32
-0,6083	330	-7,69
0,0000	360	0,00

3. Ускорение поршня

Зависимость ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала определяется по формуле:

,

Значения в скобках, посчитанные при углах поворота кривошипа, кратных 300, а также значения ускорения занесены в таблицу 7.

При угле поворота, равного 300 , ускорение равняется:



Рисунок 8 Зависимость ускорения поршня от угла поворота коленвала

Таблица 7 Значения ускорения при углах поворота от 00 до 7200

г))	ц0	а, м/с2
1,2500	0	3636,9
0,9910	30	2883,3
0,3750	60	1091,1
-0,2500	90	-727,4
-0,6250	120	-1818,4
-0,7410	150	-2155,9
-0,7500	180	-2182,1
-0,7410	210	-2155,9
-0,6250	240	-1818,4
-0,2500	270	-727,4
0,3750	300	1091,1
0,9910	330	2883,3
1,2500	360	3636,9
0,9910	390	2883,3
0,3750	420	1091,1
-0,2500	450	-727,4
-0,6250	480	-1818,4
-0,7410	510	-2155,9
-0,7500	540	-2182,1
-0,7410	570	-2155,9
-0,6250	600	-1818,4
-0,2500	630	-727,4
0,3750	660	1091,1
0,9910	690	2883,3
1,2500	720	3636,9

4. Силы, действующие в двигателе. Сила инерции

Сила инерции определяется по формуле:

,

где - приведенная масса поршня, определяемая по формуле:

,

где - масса поршня, определяемая по формуле:

,

- масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

,

где - масса шатуна, определяемая по формуле:

Приведенная масса поршня:

Сила инерции вращающихся масс при угле поворота на 300:

Значения силы инерции вращающихся масс для других углов поворота кривошипа занесены в таблицу 9.

5. Сила давления газов

Сила давления газов определяется по формуле:

,

где- значения давления при данном угле поворота, определяется по индикаторной диаграмме, занесены в таблицу 8; - атмосферное давление. =0,1МПа.

Сила давления газов при ц = 300:

Другие значения давления газов занесены в таблицу 8.

Таблица 8 Значения давления газов и силы его воздействия на поршень в зависимости от угла поворота коленчатого вала

ц0	р, МПа	Рг, Н
0	0,11	78,5
30	0,08	-157
60	0,08	-157
90	0,08	-157
120	0,08	-157
150	0,08	-157
180	0,08	-157
210	0,1	0
240	0,11	78,5
270	0,1735	576,975
300	0,386	2245,1
330	1,3	9420
360	3,6	27475
390	6,38	49298
420	5,18	39878
450	3,59	27396,5
480	1,2	8635
510	0,78	5338
540	0,38	2198
570	0,11	78,5
600	0,11	78,5
630	0,11	78,5
660	0,11	78,5
690	0,11	78,5
720	0,11	78,5

6. Суммарная сила

Суммарная сила определяется по формуле:

При ц = 300 значение суммарной силы соответственно равно:

Значения суммарной силы в зависимости от угла поворота коленчатого вала занесены в таблицу 9.

Графики изменения силы инерции вращающихся масс, силы давления газов на поверхность поршня и суммарной силы представлены на рисунке 9.



Рисунок 9 Графики изменения силы инерции, силы давления газов и суммарной силы в зависимости от угла поворота коленчатого вала

7. Нормальная и тангенциальная силы, сила, действующая на шатун

Таблица 9 Значения нормальной силы, тангенциальной силы и силы действия на шатун в зависимости от угла поворота коленвала

ц0	1/cosв	сила Т,Н	сила N,Н	сила S,Н	tgв	Sin(ц+в)/cosв
0	1	0	0	-6290,82	0	0
30	1,008	-3170,77	-656,021	-5248,17	0,126	0,609
60	1,024	-2018,08	-454,895	-2117,33	0,22	0,976
90	1,032	1116,863	285,9169	1152,603	0,256	1
120	1,024	2288,84	666,0645	3100,228	0,22	0,756
150	1,008	1414,894	455,9507	3647,605	0,126	0,391
180	1	0	0	3664,589	0	0
210	1,008	-1476,28	-475,733	3805,861	-0,126	-0,391
240	1,024	-2466,88	-717,875	3341,38	-0,22	-0,756
270	1,032	-1850,84	-473,815	1910,065	-0,256	-1
300	1,024	-326,371	-73,5673	342,4225	-0,22	-0,976
330	1,008	-2661,62	-550,681	4405,445	-0,126	-0,609
360	1	0	0	21105,69	0	0
390	1,008	26947,32	5575,309	44602,47	0,126	0,609
420	1,024	37056,08	8352,805	38878,51	0,22	0,976
450	1,032	28670,36	7339,613	29587,81	0,256	1
480	1,024	8935,592	2600,305	12103,24	0,22	0,756
510	1,008	3563,439	1148,321	9186,565	0,126	0,391
540	1	0	0	6019,589	0	0
570	1,008	-1506,97	-485,624	3884,989	-0,126	-0,391
600	1,024	-2466,88	-717,875	3341,38	-0,22	-0,756
630	1,032	-1352,36	-346,205	1395,639	-0,256	-1
660	1,024	1788,23	403,0847	-1876,18	-0,22	-0,976
690	1,008	3027,351	626,3484	-5010,79	-0,126	-0,609
720	1	0	0	-6290,82	0	0

Нормальная сила определяется по формуле:

,

График изменения нормальной силы построен из условия =0,25, а угол поворота коленчатого вала изменяется от 00 до 7200 с шагом 300 (рисунок 10). Значения tgв для удобства расчетов занесены в таблицу 9 [2].

Тангенциальная сила:

,

График изменения тангенциальной силы построен из условия : =0,25, а угол поворота коленчатого вала изменяется от 00 до 7200 с шагом 300, значения тригонометрических функций посчитаны и сведены в таблицу 9 [2].

Сила, действующая по оси шатуна, определяется по формуле:

График изменения силы, действующей по оси шатуна из условия: =0,25, а угол поворота коленчатого вала изменяется от 00 до 7200 с шагом 300, значения тригонометрической функции посчитаны и сведены в таблицу 9 [2].

Графики изменения силы, действующей на шатун, и нормальной силы изображены на рисунке 10.

График изменения тангенциальной силы - на рис.11.

Рисунок 10 График зависимости сил N и S от угла поворота коленчатого вала

Рисунок 11 График зависимости тангенциальной силы от угла поворота коленчатого вала



7. Тепловой баланс двигателя

Тепловой баланс оценивает распределение тепла, вносимое в двигатель с топливом и идущее на полезную работу и потери.

Точно оценить статьи расхода тепла очень сложно, поэтому используется теоретическое определение на основе расчетов. Тепловой баланс рассчитывается в условных единицах. Общее количество теплоты Q0 , введенной в двигатель с топливом, Дж/с:

Q0=HuGт/3,6,

где Hu - низшая теплота сгорания, Hu=42,5 МДж/кг [3]; Gт - часовой расход, Gт=25,22 кг/ч.

Q0=42500·25,22/3,6= 297736,1 Дж/с

Теплота Qе , эквивалентная эффективной работе за 1сек, Дж/с:

Qе=1000Ре,

где Ре - мощность двигателя, Ре = 134 кВт;

Qе=1000 * 134 = 134000 Дж/с.

Теплота, передаваемая окружающей среде:

Qохл= с*i*D1+2m·* nm (1 / б )

где с-коэффициент пропорциональности, с=0,45 [3];

i = 6 - количество цилиндров;

m - показатель степени, m=0,65 [3];

- коэффициент избытка воздуха, .

Qохл= 0,45*6 * 102,3·* 21500,65/ 1,15 =68667,45 Дж/с.

Теплота, отводимая с выхлопными газами:

Qг= (Gт/3,6)[(М2 (mcґґр)Тr - М1 (mcґр)Т0)],

где Тr - температура остаточных газов, Тr =500 С; Т0 - температура окружающей среды, Т0 =10 С; - количество газов на выпуске; - количество горючей смеси введенное в камеру сгорания; mcр- средняя теплоемкость при постоянном давлении в процессе выпуска: mcґґр=32 кДж/кмоль·град [3]; mcґр=20,775 кДж/кмоль·град [3].

М1=бL0

где L0 - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива (L0=0,5 кмоль воздуха/кг топлива[3])

М1=1,15·0,5=0,575 кмоль св. заряда/ кг топлива

М2=МСО2+МН2О+МО2+МN2

МСО2=С/12

МСО2=0,87/12=0,0725 кмольСО2/ кг топлива

МН2О=Н/2

МН2О=0,126/2=0,063 кмоль Н2О/ кг топлива

МО2=0,208(б-1)L0

МО2=0,208·(1,15-1)·0,5=0,0156 кмоль О2/ кг топлива

МN2=0,752бL0

МN2=0,752·1,15·0,5=0,4324

М2=0,0725+0,063+0,0156+0,4324=0,5835

Qог= (25,22/3,6)[(0,5835·32·500 - 0,575·20,775·10)]= 64567 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты , Дж/с [3]:

Qост= Qо - ( Qе + Qохл + Qог.),

Qост= 297736,1- ( 134000+ 48667,45+ 64567)= 50501,65 Дж/c

Составляющие теплового баланса в Дж/с в процентах представлены в таблице 10.

Таблица 10 Составляющие теплового баланса в Дж/с. и их доли от общего количества теплоты

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с	q
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом, Qо	297736,1	1,00
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 сек, Qе	134000	0,45
Теплота, передаваемая окружающей среде,Qохл	48667,45	0,16
Теплота, отводимая с тепловыми газами, Qг	64567	0,22
Неучтенные потери теплоты, Qост	50501,65	0,17

По результатам теплового расчета можно сделать вывод, что теплота эквивалентная эффективной работе составляет 45% от всей теплоты подведенной к двигателю и равна эффективному КПД данного двигателя .

Расчет ГРМ

Угол :



Диаметр горловины (проходного сечения) клапана для предкамерного дизеля, мм:

dгорл=(0,35…0,4)*D

где D - диаметр поршня (D=100 мм).

dгорл=0,4•100=40 мм.

Диаметр тарелки клапана, мм:

dт=(1,05…1,07)*dгорл

dт=1,05•40=42 мм.

Ширина рабочей фаски - 2 мм, угол фаски - 45°.

Максимальный ход плунжера, мм:

hкмах=0,3*dгорл

hкмах=0,3•40=12 мм.

Радиус тыльной части кулачка, мм:

r0=(1,5…2,2)*hкмах

r0=1,5•12=18 мм.

Радиус кончика кулочка, мм:

Радиус рабочего профиля, мм:

Размещено на Allbest.ru