2. Тепловой расчет двигателя
2.1 Цель теплового расчета двигателя. Цель теплового расчета ДВС - определить параметры рабочего тела в характерных точках расчетного цикла и оценить по ним технико-экономические показатели работы двигателя.
2.2 Метод выполнения теплового расчета - метод профессора Гриневецкого В.И.
2.3 Выбор и обоснование конструктивных и эксплуатационных параметров для теплового расчета.
2.3.1 Степень сжатия.
В современных автотракторных бензиновых ДВС степень сжатия изменяется в диапазоне от 10 - 11 [1].
При проектировании двигателя с искровым зажиганием степень сжатия выбирают по возможности высокой. Это связано с тем, что при повышении степени сжатия:
а) улучшается теплоиспользование, а следовательно, топливная экономичность двигателя вследствие роста индикаторного КПД цикла;
б) улучшаются пусковые качества двигателя;
Однако повышение степени сжатия имеет и отрицательные стороны: - рост температуры в цилиндре при высоких оборотах приводит, особенно на средних и номинальных нагрузках, к увеличению содержания окислов азота в продуктах сгорания;
растут механические и тепловые нагрузки на детали поршневой группы и коленчатого вала, что снижает надежность и долговечность двигателя.
С повышением степени сжатия двигатель работает более жёстко и шумно, но поскольку целью данной работы является улучшения его технико-экономических показателей, а не бесшумности и комфорта, принимаю наиболее подходящий для модернизируемого двигателя =10 (по заданию кафедры), учитывая возраст этого автомобиля и то, что заводская степень сжатия всего лишь =9,5.
2.3.2 Коэффициент избытка воздуха. Коэффициент сильно влияет на протекание рабочего цикла в ДВС и на индикаторные показатели цикла. Максимум величины достигается при более бедных смесях по сравнению с теми, которые соответствуют максимуму и . С обеднением смеси до определенных пределов улучшается полнота сгорания. Однако при слишком сильном обеднении смеси скорость ее сгорания падает, и могут появляться циклы с пропуском воспламенения. Наибольшей величине соответствует такой состав смеси, при котором имеет место оптимальное сочетание полноты и скорости сгорания смеси. Максимальное значение достигается при несколько обогащенных смесях, при сгорании которых имеют место наибольшие значения количества выделившейся теплоты и скорости сгорания. Значения , которые соответствуют величинам и , зависят от протекания процесса сгорания, т.е. от конструкции двигателя, также определяются положением дроссельной заслонки и частотой вращения. На режимах полного открытия дроссельной заслонки максимум имеет место при = 1.05 - 1.15, а максимум и при = 0,80 - 0,95. Учитывая эти пределы, и выбранную максимально допустимую степень сжатия=9,5, беру 0,88 (по заданию кафедры), поскольку большие значения берут для двигателей с высокой степенью сжатия. На мой взгляд =0,88 соответствует выбранной ранее степени сжатия.
2.3.3 Частота вращения коленчатого вала. В карбюраторных двигателях частота вращения коленчатого вала легковых автомобилей находится в пределах n=4500-5700 [4]. Для данного ДВС принимаем
С увеличением частоты вращения коленвала потери тепла за цикл снижаются за счет сокращения времени на теплообмен между газом и стенками цилиндра, что увеличивает индикаторный КПД. Но, поскольку увеличение частоты вращения коленчатого вала сопровождается увеличением сил инерции, которые нагружают детали КШМ, мы не можем выбрать максимальную частоту из-за необходимости увеличения размеров и массы этих деталей. Принимаю n=5600 (по заданию кафедры).
2.3.4 Давление окружающей среды Р0 - постоянная величина. Р0=0,1МПа
2.3.5 Температура окружающей среды Т0 (атмосферного воздуха). Принимается среднее значение Т0=288 К.
2.3.8 Давление остаточных газов Рr, МПа, определяется давлением окружающей среды, в которую происходит выпуск отработавших газов и оборотами двигателя:
.
2.3.9 Температура остаточных газов Tr, К, для КБД изменяется в пределах 900 - 1100 К [2]. При увеличении и - Тr снижается, а при увеличении n увеличивается. Принимаем Тr = 1000К.
2.3.10 Степень подогрева заряда на впуске Т=10 - 20 К [2]. На Т влияют: длина, материал трубопровода впускной системы; скорость движения воздушного заряда во впускной системе. При увеличении диаметра цилиндра D, увеличении n и - Т уменьшается. Принимаем Т=15К.
2.3.11 Гидравлические потери С во впускной системе уменьшаются при увеличении проходных сечений, обработке внутренней поверхности впускной системы, правильным выбором фаз газораспределения. Коэффициент сопротивления С изменяется в пределах 2,5 - 4,0 [2]. Он учитывает падение скорости свежего заряда после входа его в цилиндр и гидравлические сопротивления впускной системы двигателя.
В связи с незначительной длиной трубопровода принимаем С = 3,2.
2.3.12 Средняя скорость воздуха в проходных сечениях впускных клапанов Wкл [50-130м/с] может достигать 130 м/с. Эта скорость зависит от диаметра впускного клапана и частоты вращения коленвала. При уменьшении диаметра впускного клапана и увеличении n, средняя скорость Wкл увеличивается. В модернизированном двигателе Wкл не изменяется.
Принимаем .
2.3.13 Показатель политропы сжатия (условный) n1=1,32 - 1,40 [2]. При повышении n увеличивается и n1; при повышении средней температуры процесса сжатия n1 - уменьшается; с уменьшением интенсивности охлаждения двигателя n1 - увеличивается; с уменьшением отношения поверхности охлаждения к объему цилиндра n1 - увеличивается. Учитывая все это принимаем n1=1,37.
2.3.14 Коэффициент эффективного теплоиспользования z=0,85 - 0,9 [2] это параметр, учитывающий потери теплоты в процессе сгорания. При увеличении оборотов двигателя z возрастает с улучшением процесса смесеобразования и сгорания. На номинальной частоте вращения z снижается за счет увеличения фазы догорания. Примем значение z=0,9.
2.3.15 Коэффициент полноты индикаторной диаграммы учитывает уменьшение теоретического среднего индикаторного давления вследствие отклонения действительного процесса от расчетного. Принимаем i=0,96.
С увеличением продолжительности догорания топлива, снижается относительный теплообмен и утечки газа, n2 уменьшается. Показатели политропы расширения для бензиновых ДВС изменяются в диапазоне n2=1,23-1,3. Примем n1=1,27
3. Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя. На основе установленных исходных данных (тип двигателя, мощность, частота вращения коленчатого вала, число и расположение цилиндров, отношение S/D, степень сжатия) проводят тепловой расчет двигателя, в результате которого определяют основные энергетические, экономические и конструктивные параметры двигателя. По результатам теплового расчета строят индикаторную диаграмму. Параметры, полученные в тепловом расчете, являются исходными при проведении динамического и прочностных расчетов.
3.1 Материальный баланс.
3.1.1 Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива
Количество необходимого воздуха, кмоль воздуха / кг топлива
.
Масса необходимого воздуха, кг воздуха / кг топлива
.
3.1.2 Количество свежего заряда, кмоль
.
3.1.3 Количество компонентов продуктов сгорания
3.1.4 Количество продуктов сгорания, кмоль продуктов сгорания / кг
топлива
3.1.5 Теоретический коэффициент молекулярного изменения свежей смеси
.
3.1.6 Средняя мольная изохорная теплоемкость продуктов сгорания, кДж/ (кмольК)
3.2 Процесс впуска.
3.2.1 Давление в конце процесса впуска
,
где в - плотность воздуха:
где R = 287 Дж/ (кгК) - газовая постоянная воздуха;
Р0 = 0.1 МПа - давление окружающей среды;
Т0 = 288 К - температура окружающей среды.
3.2.2 Коэффициент остаточных газов
.
3.2.3 Температура в конце процесса впуска, К
К
3.2.4 Коэффициент наполнения
.
3.3 Процесс сжатия
3.3.1 Давление в конце процесса сжатия, МПа
3.3.2 Температура в конце процесса сжатия, К
3.3.3 Средняя мольная изохорная теплоемкость свежего заряда, кДж/ (кмольК)
где .
3.4 Процесс сгорания
двигатель модернизация тепловой расчет
3.4.1 Уравнение процесса сгорания в карбюраторном двигателе имеет вид:
,
где Hu - низшая теплота сгорания, для КБД - в кДж/кг, с учетом химической полноты сгорания при < 1.
д - действительный коэффициент молекулярного изменения свежей смеси:
.
сvmz - средняя мольная изохорная теплоемкость продуктов сгорания в точке z индикаторной диаграммы.
После подстановки вышеприведенных величин в уравнение сгорания:
.
Решая это уравнение, находим температуру tz в точке z:
3.4.2 Степень повышения давления в КБД
3.4.3 Теоретическое давление в конце сгорания, МПа
3.4.4 Давление в действительном цикле в конце сгорания, МПа
3.5 Процесс расширения
3.5.1 Давление в конце процесса расширения, МПа
Для карбюраторных двигателей давление в конце расширения Рв= (0,350,5) Мпа.
3.5.2 Температура в конце расширения, К
K
Для карбюраторных двигателей Тв= (12001500) К.
3.6 Индикаторные показатели цикла
3.6.1 Среднее индикаторное давление, МПа
Для карбюраторных двигателей Рi= (0,81,2) МПа.
3.6.2 Индикаторный КПД для двигателей, работающих на жидком нефтяном топливе
3.6.3 Удельный индикаторный расход жидкого топлива, г/ (кВтч)
.
3.7 Эффективные показатели двигателя
3.7.1 Среднее давление механических потерь
где Ам и Вм - опытные коэффициенты
Ам = 0.034 Вм = 0.0133,
Сп - средняя скорость поршня, м/с
.
3.7.2 Среднее эффективное давление, МПа
МПа
3.7.3 Механический КПД
.
Примем =0,82
3.7.4 Эффективный КПД
.
3.7.5 Удельный расход жидкого топлива, г/ (кВтч)
.
3.7.6 Эффективная мощность, кВт
где =4 - коэффициент тактности для четырехтактных двигателей.
3.7.7 Крутящий момент, Нм
3.7.8 Расход топлива, кг/ч
.
3.7.9 Средняя скорость поршня, м/с
3.8 Построение индикаторной диаграммы
3.8.1 Объем цилиндра, л
3.8.2 Объем камеры сжатия, л
3.8.3 Полный объем цилиндра, л
3.8.4 Промежуточные значения давлений определяем по формулам: на линии сжатия на линии расширения
где Vz=Vc для карбюраторного двигателя. Результаты расчета промежуточных значений заносим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Расчет промежуточных значений давлений для построения индикаторной диаграммы
|
) |
pci |
ppi |
|||||
|
0,057 |
5,302 |
9,828 |
0,876 |
0,530 |
0,455 |
3,838 |
|
|
0,075 |
4,029 |
6,748 |
0,601 |
0,403 |
0,324 |
2,731 |
|
|
0,100 |
3,022 |
4,550 |
0,405 |
0,302 |
0,227 |
1,912 |
|
|
0,175 |
1,727 |
2,114 |
0,188 |
0,173 |
0,113 |
0,955 |
|
|
0,250 |
1, 209 |
1,297 |
0,116 |
0,121 |
0,073 |
0,614 |
|
|
0,303 |
1,001 |
1,001 |
0,089 |
0,100 |
0,058 |
0,485 |
3.8.5 Выбор масштабов
Масштаб объема v = 0,002 л/мм.
Масштаб давления p = 0,0377 МПа/мм.
3.8.6 Построение диаграммы
По результатам таблицы 3.1 строим индикаторную диаграмму. Расчетную индикаторную диаграмму скругляем, так как в реальном двигателе за счет опережения зажигания рабочая смесь воспламеняется до прихода поршня в в. м. т. и повышает давление конца процесса сжатия; процесс видимого сгорания происходит при постоянно изменяющемся объеме; действительное давление конца процесса видимого сгорания Рzд=6,743 МПа. Открытие впускного клапана до прихода поршня в н. м. т. снижает давление в конце расширения и имеет место процесс выпуска и наполнения цилиндра.
Положение точки с определяем в зависимости от начала подачи топлива. Впускной клапан открывается за 12 до в. м. т. Положение точки с ориентировочно определяем по выражению:
Положение точки в определяется углом предварения выпуска. Выпускной клапан открывается за 54 до н. м. т.
3.8.7 По индикаторной диаграмме для проверки теплового расчета определяется среднее индикаторное давление, МПа:
3.8.8 Определяем погрешность построения
что меньше допустимой погрешности =3%.