Расчет рабочего процесса поршневых и комбинированных автотракторных двигателей

где К_с= n_м / n_р - скоростной коэффициент, значение которого задается перед выполнением теплового расчета (см. разд. 3.2).

3. Промежуточный режим (один или несколько), например

n_х = (0,7…0,75) n_р и др.

4. Номинальный режим работы n_р.

Задание на проектирование двигателя содержит не все необходимые исходные данные, поэтому некоторыми из них нужно задаться до начала расчетов.

1. Давление и температура окружающей среды для двигателя без наддува:Р_к = Р_о = 0,1013 МПа, Т_к = Т_о = 293 К.

2. Максимально допустимая степень сжатия для ДВС ИЗ в основном определяется октановым числом бензина, характеризующим способность противостоять детонации (табл. 2.2).

Таблица 2.2.

Тип двигателя	Октановое число (по моторному методу)
	76 (А-76)	85 (АИ-93)	89 (АИ-98)
Карбюраторный или с центр. Впрыском	6,0…8,0	8,0…10,0	9,5…10,5
Распределенный впрыск	-	9,0…10,5	10…12

При наддуве необходимо снижать на 1,0…1,5 ед., или применять топливо с повышенным октановым числом.

Степень сжатия у дизелей без наддува выбирается из условия обеспечения надежного запуска двигателя при отрицательных (С) температурах окружающей среды. Дизели с неразделенными и полуразделенными камерами сгорания имеют = 16…18, у дизелей с разделенными камерами сгорания вихревого типа = 19…23. При наддуве степень сжатия снижают на 0,5…1,5 ед.

3. По ВСХ двигатели ИЗ работают на обогащенной смеси

( 1) с целью повышения мощности и улучшения тягово-динамических показателей автомобиля. При этом возрастает удельный расход топлива g_e, а также выброс токсичных веществ с продуктами сгорания - угарного газа СО, углеводородов С_хН_у и других. Благоприятное протекание ВСХ обеспечивается при использовании зависимости (n), приведенной на рис. 2.2. При установке каталитических нейтрализаторов ОГ следует выдерживать = 0,96…0,98 во всем диапазоне изменения частоты вращения. Газовые двигатели с ИЗ по ВСХ работают на смеси, близкой к стехиометрической, т.е. 1. При снижении нагрузки (прикрытии дроссельной заслонки) бензиновые ДВС ИЗ работают при = 1,1…1,2, газовые при = 1,1…1,4.

При высокой турбулизации горючей смеси в цилиндре бензиновые ДВС ИЗ, на частичных скоростных характеристиках могут работать с 1,7, обеспечивая при этом высокую экономичность с малым выбросом токсичных соединений, в том числе окислов азота NO_x.

У дизелей для обеспечения выгодного протекания ВСХ применяют прямой корректор подачи топлива, с которым коэффициент избытка воздуха возрастает по мере увеличения частоты вращения. Наименьшим значениям соответствует частота вращения n_м , при которой развивается наибольший крутящий момент. Для снижения дымности при частотах вращения n n_м, используется обратный корректор, обедняющий смесь. Типовые зависимости (n) для безнаддувных дизелей с различным типом смесеобразования приведены на рис. 2.3а и 2.3б, где = n_x / n_p.

М_е = М_{i m} (2.85)

Часовой расход топлива (кг/час):

G_т = g_e N_e (2.86)

Построение характеристики ТНВД дизеля.

Характеристикой топливного насоса высокого давления (ТНВД) называется зависимость цикловой подачи топлива g_т.ц. от частоты вращения кулачкового вала насоса или коленчатого вала двигателя при постоянном положении органа, регулирующего подачу топлива.

Для построения характеристики ТНВД рассчитывается массовая подача топлива (мг/цикл):

g_т.ц. = G_т 10⁶ / (30 n_х i) (2.87)

в диапазоне частот вращения n_min n_х n_p. На максимальной частоте вращения холостого хода (см. разд. 2.5.)

g_т.ц. = g_т.ц.' V_h'

где V_h' - рабочий объем цилиндра.

Типовая характеристика ТНВД показана на рис. 3.5.

2.5 Построение и анализ ВСХ

Внешняя скоростная характеристика (ВСХ), строится по результатам теплового расчета двигателя. Типичная расчетная ВСХ ДВС ИЗ показана на рис 3.4. ВСХ дизеля имеет особенность, вызванную использованием регулятора (ограничителя) номинальной частоты вращения коленчатого вала. ВСХ дизелей имеет регуляторную ветвь, формирующуюся под воздействием уменьшения цикловой подачи топлива g_т.ц. при увеличении частоты вращения сверх номинальной (n n_p).

Приближенное построение регуляторной ветви ВСХ (рис.2.16) дизеля производится в следующем порядке:

а) Определяется максимальная частота вращения (мин^-1) коленчатого вала на режиме холостого хода n_р.х.х., ограниченная регулятором:

n_р.х.х. = (1,05…1,08) n_р. (2.88)

б) Определяется часовой расход топлива при n_р.х.х. (кг/час):

G_т.х.х. = g_т.ц' n_р.х.х.( iV_h')310^-5, (2.89)

где g_т.ц' - цикл. подача топлива на режиме холостого хода в расчете на литр раб.объема цилиндра. Обычно g_т.ц' = 17…20 мг/(цикллитр).

Таблица 2.4 Значения коэффициентов а_м и b_м для ДВС ИЗ.

i	S/D	ам	bм
		0,040	0,0132
		0,030	0,0110
		0,029	0,0112

Таблица 2.5 Значения коэффициентов а_м и b_м для дизелей.

Тип дизеля	ам	bм
- с неразделенными камерами сгорания	0,089	0,0118
- вихрекамерные	0,089	0,0135
- предкамерные	0,103	0,0153

У дизелей с газотурбинным наддувом среднее давление механических потерь подсчитывается по формуле:

Р_м = (а_м + b_м С_п) + 0,035 ( Р_к - Р_о), (2.80)

где значения коэффициентов а_м, b_м берутся из таблицы 2.5.

Механический коэффициент полезного действия

_m = ( P_i - P_m) / P_i.

Эффективные показатели.

Среднее эффективное давление цикла (МПа):

P_е = P_{i m} (2.81)

Эффективный коэффициент полезного действия:

_е = _{i m} (2.82)

Удельный эффективный расход топлива (г/кВтчас):

g_e = g_i / _m (2.83)

Эффективная мощность (кВт):

N_e = N_{i m} (2.84)

Эффективный крутящий момент (Нм):

У дизелей с наддувом значения следует задавать на 10…20 % выше, чем у безнаддувных - во избежание чрезмерных тепловых нагрузок на детали ЦПГ. Снижение приводит к росту литровой мощности двигателя при одновременном нежелательном увеличении тепловой напряженности деталей и дымности отработавших газов (ОГ). При выборе необходимо учитывать назначение двигателя, определяющее требования по экономичности, долговечности, литровой мощности и дымности ОГ.

4. Температура остаточных газов Т_r у ДВС ИЗ практически линейно увеличивается с ростом частоты вращения (рис. 2.4). Чем выше степень сжатия , тем ниже значения T_r за счет более полного расширения продуктов сгорания. Если с целью снижения выброса NO_x предусмотрена рециркуляция ОГ, выбранные по рис. 2.4 значения Т_r необходимо увеличить на 100…140 К.

У дизелей характер зависимости Т_r(n) формируется, в основном, под влиянием изменения цикловых подач топлива прямым и обратным корректорами (рис.2.5). Если предусмотрена рециркуляция ОГ, выбранные по рис.2.5 значения Т_r должны быть увеличены на 120…140 К.

Полученное значение Т_r'. Повторный расчет проводится только для тех частот вращения n_x, при которых [] 15%.

2.4 Показатели цикла и двигателя в целом

Индикаторные показатели.

Теоретическое среднее индикаторное давление цикла (МПа):

- для ДВС ИЗ

(2.72)

- для дизелей

(2.73)

Действительное среднее индикаторное давление (МПа), с учетом скругления диаграммы рабочего цикла:

P_i = (0,95…0,96) P_i,т. (2.74)

Индикаторный КПД:

_i = (10³ P_i l_o )/(H_{u o v}) (2.75)

Удельный индикаторный расход топлива (г/кВтчас):

g_i = 3,6 10⁶/(H_{u i}) (2.76)

Индикаторная мощность (кВт):

N_i = iV_h' P_i n_x / 120, (2.77)

где iV_h' - полный рабочий объем двигателя (л), имеющего i цилиндров.

Индикаторный крутящий момент (Нм)

M_i = 9550 N_i/n_x. (2.78)

Механические потери.

Механические потери в ДВС оцениваются средним давлением механических потерь Р_m (МПа), которое в зависимости от средней скорости поршня С_п рассчитывается по формуле:

Р_m = а_м + b_м С_п. (2.79)

Значения коэффициентов а_м и b_м для ДВС различных типов приведены в таблицах 2.4 и 2.5.

Следует иметь в виду, что увеличение приводит к некоторому снижению , а при использовании наддува у дизелей возрастает, приближаясь к верхней границе, показанной на рис. 2.15.

Внутренняя энергия рабочего тела в точке z (кДж/кМоль):

(2.64)

Внутренняя энергия рабочего тела в точке b (кДж/кМоль):

(2.65)

Степень последующего расширения:

= / . (2.66)

Показатель политропы расширения:

(2.67)

При расчете ДВС ИЗ в формулу для вычисления n₂ вместо следует подставлять значение степени сжатия .

Уравнение для показателя политропы расширения решается методом последовательных приближений с точностью до 3-го знака после запятой. В качестве начального приближения в правую часть уравнения подставляются значения n₂ = 1,26…1,33 - для ДВС ИЗ и n₂ = 1,21…1,25 - для дизелей.

Давление (МПа) и температура (К) в конце расширения:

- для ДВС ИЗ , (2.68)

- для дизелей , (2.69)

Температура Т_r' остаточных газов (К):

Т_r' = . (2.70)

Проверка совпадения с выбранными в начале расчета (см. 2.1) значениями температуры остаточных газов Т_r :

= ( [ Т_r - Т_r'] / Т_r) 100, %. (2.71)

Допустимая погрешность [] не должна превышать 15 %. Если погрешность выше, следует повторить расчет основных процессов цикла, использовав в качестве температуры остаточных газов

5. Потребные значения давления Р_к за компрессором для обеспечения заданной мощности N_e дизеля и характера кривой крутящего момента ориентировочно определяют в следующем порядке:

а) Для номинального режима работы двигателя (n = n_p):

- потребное среднее эффективное давление (МПа)

Р_е,N = 120N_e/(iV_h'n_p) , (2.2)

- плотность заряда за компрессором (кг/м³)

_к = l_o Р_е,N/(₁H_uv0,95_m) , (2.3)

где ₁ = 0,46…0,49 - индикаторный КПД;

_v = 0,88…0,92 - коэффициент наполнения;

_m = 0,83…0,87 - механический КПД;

- давление за компрессором (МПа)

Р_к = _кRT_к' , (2.4)

где T_к' =360…370 К - условная (желательная) температура заряда за компрессором;

-фактическая температура заряда за компрессором

T_к = Т_о (2.5)

где n_к = 1,6…1,8 - показатель политропы сжатия в компрессоре;

- глубина охлаждения заряда в ОНВ:

Т_ОНВ = Т_к - Т_к', (2.6)

причем, если Т_ОНВ 20 К, применение ОНВ нецелесообразно. В этом случае, нужно уточнить значение Р_к, с использованием рассчитанного значения температуры Т_к;

б). Для режима наибольшего крутящего момента (n = n_М):

- потребное среднее эффективное давление Р_е (МПа):

Р_е = К_m Р_е,N, (2.7)

где К_m - коэффициент приспособляемости;

Р_е,N - среднее эффективное давление на номинальном режиме работы двигателя.

- плотность заряда за компрессором (кг/м³):

_к = l_o Р_е/(₁H_uvm 0,98), (2.8)

где ₁ = 0,47…0,49; _v = 0,91…0,94; _m = 0,90…0,92.

Далее определяются Р_к, Т_к, Т_ОНВ - как и для ном. режима.

Для промежуточных частот вращения значения Р_к и Т_ОНВ можно получить методом линейной интерполяции (рис. 3.3).

6. Основные свойства применяемых топлив - средний элементарный состав, молекулярная масса m_т, низшая теплотворная способность Н_u, теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива l_o (или L_o), приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3.

Величина	Един. измер.	Бензин	Дизельн. топливо	Метанол СН3ОН	Этанол С2Н5ОН
С*		0,855	0,870	0,375	0,520
Н*		0,145	0,126	0,125	0,130
О*		-	0,004	0,500	0,350
m	кг/кМоль	115	190	32	46
Нu	кДж/кг	43930	42440	19950	27720
lo		14,957	14,452	4,11	5,79
Lo		0,516	0,500	0,22	0,31

7. Для расчета процессов газообмена необходимо задаться некоторыми параметрами впускной и выпускной систем.

При установке одного впускного клапана на цилиндр (i_кл. = 1), его диаметр d_кл. = (0,4…0,47)D, наибольшая высота подъема h_кл. = (0,24…0,28)d_кл., угол фаски клапана = 45 (рис. 2.6).

Для современных автомобильных двигателей предпочтительной является установка двух впускных клапанов (i_кл. = 2) на цилиндр. Это обеспечивает повышение литровой мощности за счет увеличения коэффициента наполнения _v во всем диапазоне режимов работы двигателя. Диаметр каждого впускного клапана d_кл. = (0,30…0,37)D, h_кл. = (0,25…0,28)d_кл..

Общая площадь сечения впускных клапанов (м²):

f_кл = i_клd_клh_клcos (2.9)

Процессы расширения и выпуска.

Задаемся разностью коэффициентов использования тепла в точке b() и точке z(), учитывающей интенсивность подвода тепла при догорании топлива по линии расширения z-b.

Типичные характеры изменения для ДВС ИЗ и дизелей приведены на рис. 2.14 и 2.15.

Степень предварительного расширения:

= T_z /( T_с). (2.63)

Если получено значение 1,1 расчет сгорания на соответствующем скоростном режиме нужно повторить, предварительно задавшись меньшим значением Р_z.

Коэффициент гидравлического сопротивления клапана

_кл = 2,7-(0,8/r_кл)+(0,14/r_кл²), (2.10)

где r_кл = h_кл / d_кл.

Коэффициент расхода впускного клапана:

(2.11)

8. С целью увеличения коэффициента наполнения _v, современные двигатели (в том числе и с газотурбинным наддувом), оснащаются т. н. настроенными системами впуска, включающими (рис. 2.7) ресивер 1 и индивидуальные впускные трубопроводы 2. Длина впускных трубопроводов l_тр. и объем ресивера V_p подбираются такими, чтобы создать резонанс колебаний воздушного столба во впускной системе. Благодаря этому, давление во впускном трубопроводе Р_тр. во время основного впуска резко возрастает и происходит "газодинамический наддув" цилиндра.

Такое явление возникает в сравнительно узком диапазоне частот вращения коленчатого вала (0,75…1,25)n_опт., где n_опт. - частота для которой подбирается оптимальная длина l_тр. Если необходимо повысить литровую мощность N_e,N двигателя, n_опт.= (0,75…0,85)n_N. Этому соответствуют сравнительно короткие трубопроводы. При необходимости увеличения максимального М_е,max, оптимальная частота n_опт. n_М при "длинных" впускных трубопроводах.

Для учета газодинамического наддува при тепловом расчете двигателя необходимо:

- выбрать n_опт. исходя из цели использования данного явления (повышение N_е,л или М_е,max);

- определить нижнюю n_н и верхнюю n_в границы частот вращения, при которых происходит газодинамический наддув:

n_н 0,75n_опт. , n_в 1,25n_опт (2.12)

- определить оптимальную длину впускного трубопровода l_тр. (м):

l_тр. = 7,5а_о/ n_опт, (2.13)

где а_о = 345 м/с - скорость звука в воздухе при Т_о = 293 К.

У двигателей с турбонаддувом а_о определяется по температуре за компрессором с учетом её снижения в ОНВ.

После подбора исходных данных, не оговоренных заданием, определяются параметры рабочего тела, рассчитываются основные процессы цикла, индикаторные и эффективные показатели двигателя в целом. Результаты расчетов целесообразно оформлять в виде таблицы, пример которой приведен в Главе 3.

Теоретическое максимальное давление цикла (МПа):

P_z,т= P_c T_z / T_c (2.57)

Действительное максимальное давление цикла (МПа):

P_z = (0,86…0,88)P_z,т. (2.58)

Степень повышения давления в цикле:

= P_z,т / P_c. (2.59)

Дизели. Задаемся максимальным давлением цикла P_z по статистическим данным (рис. 2.13). У дизелей с наддувом значения P_z увеличивают на 20…40%. Дальнейший рост P_z нежелателен по соображениям тепловой и механической напряженности деталей ЦПГ.

Степень повышения давления в цикле

= P_z/ P_c. (2.60)

Температура Т_z в конце сгорания определяется по уравнению сгорания, коэффициенты которого:

х₁ = Н_р.с.+[(а₂+b₂ t_c)t_c+8,314],

х₂ = (a₁+8,314), х₃ = b₁.

Температура в конце сгорания, С:

(2.61)

T_z = t_z + 273, К. (2.62)

Двигатели ИЗ. Температура Т_z в конце сгорания определяется из уравнения первого начала термодинамики, записанного в виде

Н_р.с.+ (n₂+b₂ t_c) t_c = (a₁+b₁ t_z) t_z (2.54)

Обозначив: х₁ = Н_р.с.+ (а₂+b₂ t_c) t_c, х₂=a, х₃=b,

получаем квадратное уравнение относительно t_z, С:

х₃ t_z²+ х₂ t_z+ х₁ = 0.

Решение этого уравнения:

(2.55)

T_z = t_z+273, К. (2.56)

2.2 Определение параметров рабочего тела

Количество горючей смеси

М₁ = L_o+1/m_T, . (2.14)

Количество () отдельных компонентов продуктов сгорания обогащенной ( 1) смеси:

М_СО = 20,208L_o,

= (C^*/12)-М_СО,

= 2К0,208L_o, (2.15)

= (Н^*/2)- ,

= 0,792 L_o,

где К = 0,4…0,5 - характеристика топлива, или отношение / М_СО в продуктах сгорания при 1.

Количество (кМоль/кг.топлива) отдельных компонентов продуктов сгорания обедненной (1) смеси:

= C^*/12,

= Н^*/2,

= 0,792 L_o, (2.16)

= 0,208 ( - 1) L_o.

Общее количество продуктов сгорания (кМоль/кг.топлива):

При 1: М₂ =+ М_СО+++, (2.17)

При 1: М₂ =+ ++. (2.18)

2.3 Расчет основных процессов цикла

Процессы газообмена.

Основная задача расчета газообмена состоит в определении количественных и качественных показателей наполнения цилиндров свежим зарядом и очистки их от отработавших газов. Степень очистки и наполнения цилиндра определяется потерями давления свежего заряда в различных элементах впускной трассы.

Принципиальная схема впускной трассы и ее важнейшие гидравлические сопротивления показаны на рис. 2.8. Обозначения:

в/о - воздухоочиститель, ТК - турбокомпрессор, ОНВ - охладитель наддувочного воздуха, АЦП - агрегат центрального впрыска топлива (или карбюратор - К ), Кл - впускной клапан.

Потеря давления в воздухоочистителе (МПа):

_в/о = _в/о,max , (2.19)

где _в/о,max = 0,0024…0,0026 МПа - для ДВС ИЗ;

_в/о,max = 0,0018…0,0022 МПа - для дизелей

при их работе на номинальной мощности.

Здесь и далее: = n_x/n_N, причем у дизелей n_N = n_р.

Давление за воздухоочистителем (МПа):

Р_о' = Р_о - _в/о (2.20)

Плотность заряда за воздухоочистителем (кг/м³):

_о' = 10⁶ Р_о' / (287 Т_о). (2.21)

Степень повышения давления в турбокомпрессоре:

_к = Р_к / Р_о' (2.22)

где Р_к - принятое значение давления за компрессором (МПа).

Для безнаддувных ДВС _к = 1.

Температура за компрессором (К):

Т_к = Т_о , (2.23)

где

Мольная теплоемкость смеси свежего заряда и остаточных газов, кДж/(кМольК):

, (2.50)

где а₂ = (20,600 + _r а₁) / (1+_r),

b₂ = (0,002638 + _r b₁) / (1+_r).

Показатель политропы сжатия:

n₁ = 1,375 - 0,15(1,02 - ) (2.51)

Расчетное давление окончания сжатия в точке с₂ (ВМТ), МПа:

Р_с = Р_а . (2.52)

Температура окончания сжатия (К):

Т_с = Т_а , или (С): t_c = T_c - 273. (2.53)

Коэффициент использования тепла при сгорании определяем основываясь на статистических данных для двигателей различных типов (рис. 2.10…2.12).

Эта величина учитывает потери тепла при сгорании, вызванные теплообменом со стенками цилиндра и днищем поршня, диссоциацией продуктов сгорания, утечками рабочего тела и др.

У ДВС ИЗ более высокие значения (рис. 2.10) характерны для двигателей жидкостного охлаждения, а также имеющих распределенный впрыск топлива.

У дизелей (рис. 2.11 и 2.12) более высокие значения выбираются при газотурбинном наддуве, способствующем созданию наивыгоднейших условий для смесеобразования и сгорания.

Дальнейший ход расчета процессов сгорания в ДВС ИЗ и дизелях имеет существенные различия.

Коэффициент остаточных газов

(2.41)

При рециркуляции значениями _r необходимо задаваться самостоятельно. В зависимости от степени рециркуляции продуктов сгорания _r = 0,08…0,12.

Температура заряда в цилиндре в момент окончания впуска (К):

, (2.42)

где = 1,1…1,2 - коэффициент, учитывающий различие теплоемкости свежего заряда и остаточных газов.

Коэффициент наполнения, характеризующий качество процессов газообмена

, (2.43)

При рециркуляции коэффициент наполнения определяется по формуле

(2.44)

Процессы сжатия и сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

₂ = М₂ / М₁. (2.45)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

= (_о + _r) / (1 + _r). (2.46)

Потеря тепла вследствие химической неполноты сгорания обогащенной смеси (определяется при 1), кДж/кг:

Н_u = 119950 ( 1 - ) L_o (2.47)

Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кМоль:

Н_р.с. = (Н_u - Н_u) / [M₁ (1 + _r)] (2.48)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при температуре t_x, С, определяется выражением, кДж/(кМольК):

(2.49)

где n_к - показатель политропы сжатия в компрессоре. Ориентировочно, для центробежных компрессоров n_к = 1,6…1,8.

Снижение давления в охладителе наддувочного воздуха (МПа):

_ОНВ = _ОНВ,max , (2.24)

где _ОНВ,max = 0,004…0,005 МПа.

Для безнаддувных ДВС и двигателей с наддувом, но без ОНВ _ОНВ=0.

Давление за охладителем наддувочного воздуха (МПа):

Р_к' = Р_к - _ОНВ. (2.25)

Температура заряда за ОНВ (К):

Т_к' = Т_к - Т_ОНВ, (2.26)

При чем зависимость Т_ОНВ(n) ориентировочно определяется при предварительном выборе параметров системы наддува (см. разд. 2.1).

Потери давления в АЦП (МПа):

Р_АЦП = Р_АЦП,max , (2.27)

где Р_АЦП,max = 0,004…0,006 МПа.

При использовании вместо АЦП карбюратора, потеря давления (МПа):

Р_к = Р_к,max , (2.28)

где Р_к,max = 0,007…0,010 МПа - в карбюраторе с одинарным и

Р_к = 0,005…0,007 МПа двойным и тройным диффузорами.

У дизелей и ДВС ИЗ с распределенным впрыском этот вид потерь давления отсутствует.

Потеря давления во впускном трубопроводе (МПа):

Р_тр. = Р_тр.,max , (2.29)

где Р_тр.,max = 0,002…0,004 МПа для разветвленных коллекторов дизелей и ДВС ИЗ с АЦП и карбюраторами. Для ДВС ИЗ с распределенным впрыском топлива Р_тр.,max = 0,0015…0,0025 МПа.

Давление во впускном трубопроводе, перед клапаном (МПа):

Р_тр = Р_к'- Р_АЦП-Р_тр.

или

Р_тр = Р_к'- Р_к - Р_тр. (2.30)

или для дизелей и ДВС ИЗ с распределенным впрыском:

Р_тр = Р_к' - Р_тр.

Средняя за процесс впуска скорость в узком сечении впускного клапана (м/с):

W_кл.=. (2.31)

Плотность заряда во впускном трубопроводе перед клапаном (кг/м³): _тр.= 10⁶ Р_тр./(287Т_к'). (2.32)

Если двигатель имеет настроенную впускную систему, необходимо вычислить давление (МПа) во впускном трубопроводе с учетом газодинамического наддува, но только на расчетных режимах, удовлетворяющих условию n_н n_х n_в (см. 2.1):

Р_тр' = Р_тр + _тр l_тр n 10^-6, (2.33)

где W_тр.= W_кл./(1,2…1,4) - средняя за процесс впуска скорость заряда во впускном трубопроводе (м/с).

Плотность заряда во впускном трубопроводе, с учетом газодинамического наддува (кг/м³):

_тр.' = 10⁶ Р_тр.' / (287 Т_к'). (2.34)

Потеря давления во впускном клапане (МПа):

_кл. = _{кл. тр.} / (2 10⁶), (2.35)

при газодинамическом наддуве

_кл.' = _{кл. тр.}' / (2 10⁶).

Давление в цилиндре в конце впуска (МПа):

Р_а = Р_тр. - Р_кл. (2.36)

при газодинамическом наддуве

Р_а = Р_тр.' - Р_кл.'.

Давление остаточных газов для двигателей без газотурбинного наддува (МПа), но с газодинамическим и без него:

Р_г = Р_о + 0,5 Р_кл.+ Р_вып., (2.37)

где Р_кл. - противодавление со стороны выпускного клапана, приблизительно равное потере давления во впускном, определяемой по схеме, принятой для двигателей без газодинамического наддува.

Р_вып. - противодавление в выпускной системе:

Р_{вып .} = Р_вып.,max , (2.38)

где Р_вып.,max = 0,004…0,007 МПа.

При рециркуляции продуктов сгорания Р_вып. увеличивается на 30…40 %.

У двигателей с газотурбинным наддувом

Р_r = (0,95…1,15) Р_вып. (2.39)

где давление в выпускной системе (МПа):

Р_вып. = Р_тр./(1,15…1,3). (2.40)

При рециркуляции продуктов сгорания Р_вып. увеличивается на 15…25%.

Зададимся подогревом заряда при впуске Т от стенок впускного трубопровода (коллектора), стенок цилиндра и днища поршня. При n_min значения Т составляют: 25…35 К - у ДВС ИЗ с АЦП и карбюратором, 35…45 К - у дизелей без наддува, 20…30 К - у дизелей с наддувом. При n_max подогрев Т: 5…10 К - у ДВС ИЗ, 15…25 К - у дизелей без наддува и 10…15 К - у дизелей с наддувом. Изменение подогрева по частоте вращения принимается линейным. У ДВС ИЗ с распределенным впрыском значения Т снижаются в сравнении с приведенными на 25…40 %. При воздушном охлаждении двигателя подогрев заряда увеличивается на 25…30 %.

Задаемся значениями коэффициента дозарядки _доз. для каждой из расчетных частот вращения, основываясь на статистических данных (рис. 2.9). Следует учитывать, что зависимости _доз(n), применяемые в расчетах, обычно близки к линейным.

Размещено на Allbest.ru