Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Тепловой и динамический расчетСтр 1 из 11Следующая ⇒
МИНОБРНАУКИ РОССИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова» (ФГБОУ ВО «ИжГТУ имени М.Т. Калашникова») Чайковский технологический институт (филиал) Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего образования «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова» (ЧТИ (филиал) ФГБОУ ВО «ИжГТУ имени М.Т. Калашникова»)
Кафедра «Промышленных технологий»
С.М. Клементьев, В.М. Федоров, Т.П.Чепикова
Тепловой и динамический расчет Двигателей внутреннего сгорания
Учебное пособие к курсовой работе по курсу «Конструкции и основы расчета энергетических установок» для студентов очной и заочной форм обучения по направлению подготовки 190600.62 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов», профиль - «Сервис транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования (Нефтегазодобыча)»
Г. Чайковский, 2019
УДК 621.43
Тепловой и динамический расчет двигателей внутреннего сгорания
Составители: к.т.н. С.М. Клементьев, к.т.н. В.М. Федоров, к.т.н. Т.П.Чепикова.
Рецензент: зав. кафедрой АиАХ ПГТУ, к.т.н., доцент М.Ю. Петухов
2019 г.
Утверждено на заседании кафедры «Промышленных технологий» Чайковского технологического института (филиал) ФГБОУ ВО «ИжГТУ имени М.Т. Калашникова протокол № от 2019 г.
Электронная версия в Word 2000 находится в Чайковском технологическом институте (филиал) ФГБОУ ВО «ИжГТУ имени М.Т. Калашникова
Учебное пособие содержит необходимые сведения и систематизированную методику теплового и динамического расчета автомобильных карбюраторных и дизельных двигателей. Подробно приведены примеры теплового расчета. Рассмотрены требования к оформлению курсовой работы. Учебное пособие к курсовой работе по курсу «Конструкции и основы расчета энергетических установок» предназначено для студентов очной и заочной форм обучения по направлению подготовки 190600.62 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов», профиль - «Сервис транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования (Нефтегазодобыча)».
ВВЕДЕНИЕ В области развития и совершенствования двигателей внутреннего сгорания основными задачами на современном этапе являются: расширение использования дизелей и повышение их мощности; снижение топливной экономичности и удельной массы; снижение стоимости их производства и эксплуатации. Выполнение этих задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией двигателей внутреннего сгорания, глубоких знаний их теории, конструкции и расчета. Цель учебного пособия - дать студентам необходимые систематизированные рекомендации по выполнению курсовой работы, а также логически увязать отдельные части курса "ДВС, автомобили и тракторы". При работе над курсовой работой у студентов возникает много вопросов, связанных с методикой и последовательностью ее выполнения, тратится много времени на изыскание необходимых сведений, помещенных в различных литературных источниках, вследствие чего выполнение курсовой работы студентами затягивается. Для облегчения выполнения курсовой работы учебное пособие снабжено примерами, литературой, а также основными данными, необходимыми для тепловых расчетов дизельных и карбюраторных двигателей.
1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Проблема - определение оптимальных параметров двигателя на стадии технического проектирования. Метод обучения - исследовательский. Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя. На основе установленных или заданных исходных данных (типа двигателей, мощности Ne, частоты вращения коленчатого вала n, числа i и расположения цилиндров, отношения S / D, степени сжатия e) студенты производят тепловой расчет двигателя, в результате которого определяют основные энергетические (pe, Nл), экономические (ge, h e) и конструктивные (D, S, V h) параметры двигателя. Затем по результатам теплового расчета строят индикаторную диаграмму. Параметры, полученные в тепловом расчете, используются при построении скоростной характеристики и являются исходными при проведении динамического и прочностных расчетов.
1.1. Мощность и частота вращения коленчатого вала При расчете номинальная мощность двигателя Ne обычно задается. Выбор или задание номинальной мощности определяется прежде всего назначением двигателя (для легкового или грузового автомобилей, трактора, СДМ и т.д.), его типом (карбюраторный, газовый, дизель), условиями эксплуатации. Мощность современных двигателей колеблется в очень широких пределах - 15... 500 кВт. Другим важнейшим показателем двигателя является частота вращения коленчатого вала, характеризующая тип двигателя и его динамические качества. Длительное время существовала тенденция повышения частоты вращения коленчатого вала, что приводило к уменьшению габаритных размеров двигателя и его массы. Однако с увеличением частоты вращения возрастают инерционные силы, ухудшается наполнение цилиндров, возрастает токсичность сгорания, повышается износ деталей и узлов двигателя и снижается его срок службы. За последнее десятилетие частота вращения коленчатого вала двигателей практически стабилизировалась. В настоящее время частота вращения коленчатого вала двигателей колеблется в пределах, об/мин: двигателей легковых автомобилей... ………………………...4000... 6000 грузовых автомобилей: дизелей.................................................. ……………………………3000... 4000 карбюраторных.................................... ……………………………4000 …4500 тракторных дизелей и дизелей СДМ. ……………………….1500... 2500
1.2. Число и расположение цилиндров
Выбор числа цилиндров и их расположение зависят от мощностных, диагностических и конструктивных факторов. Наиболее распространены четырех- и шестицилиндровые автомобильные двигатели. При особо высоких требованиях к массе и габаритным размерам число цилиндров автомобильных двигателей достигает 8 и крайне редко 12. Тракторные двигатели обычно имеют четыре цилиндра, реже 6 и лишь в отдельных случаях 8 и 12. С увеличением числа цилиндров повышаются возможности форсировки двигателей по частоте вращения, улучшаются пусковые качества и проще решаются вопросы уравновешенности, но вместе с этим и повышаются механические потери и ухудшаются экономические показатели. Современные двигатели имеют рядное, V-образное и оппозитное расположение цилиндров. Наибольшее распространение получили четырехцилиндровые рядные двигатели как наиболее простые в эксплуатации и дешевые в производстве. В последние годы в автотракторостроении наметилась тенденция к применению двигателей с V-образным расположением цилиндров. По сравнению с рядным они имеют более высокий КПД, меньшие габариты и лучшие удельно-массовые показатели. Повышенная жесткость V-образных двигателей позволяет, кроме того, достигать более высоких частот вращения коленчатого вала.
1.3. Размеры цилиндра и скорость поршня Размеры цилиндра (диаметр и ход поршня) - являются основными конструктивными параметрами двигателя. Диаметр D (мм) различных двигателей изменяется приблизительно в следующих пределах: для карбюраторных двигателей легковых автомобилей 60…100; для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей 70…110;
для автомобильных дизелей.................................. 80…130; для тракторных дизелей и дизелей СДМ............. 70…150. Ход поршня обычно характеризуется отношением S / D, непосредственно связанным со скоростью поршня. В зависимости от значения S / D различают двигатели короткоходовые (S / D <1) и длинноходовые (S / D >1). У короткоходовых двигателей меньше высота двигателя и его масса, выше индикаторный КПД и коэффициент наполнения, меньше скорость поршня и долговечнее детали двигателя. Однако снижение S / D приводит к более высокому давлению газов на поршень, ухудшению условий смесеобразования и увеличению длины двигателя. Ориентировочная зависимость быстроходности двигателя приведена в табл. 1. Таблица 1
Скорость поршня V п.ср является критерием быстроходности двигателя. В зависимости от значения V п.ср двигатели подразделяют на тихоходные (V п.ср < 6,5 м/с) и быстроходные (V п.ср > 6,5 м/с). С увеличением скорости поршня возрастают механические потери, повышается тепловая напряженность деталей, сокращается срок службы двигателя. В связи с этим увеличение средней скорости поршня неразрывно связано с необходимостью повышения долговечности деталей, применения более совершенных материалов в двигателестроении и улучшения качества применяемых масел. Средняя скорость поршня V п.ср современных двигателей приведена в табл. 2.
Таблица 2
1.4. Степень сжатия
Степень сжатия является одной из важнейших характеристик двигателя. Ее выбор зависит, в первую очередь, от способа смесеобразования топлива. Кроме того, степень сжатия выбирают с учетом наличия или отсутствия наддува, быстроходности двигателя, системы охлаждения и других факторов. Для бензиновых двигателей степень сжатия выбирается по табл. 3, в зависимости от октанового числа топлива и принятого смесеобразования. Более высокие значения степени сжатия характерны для быстроходных двигателей. Для дизелей степень сжатия выбирается в зависимости от типа камеры сгорания: нераздельная камера: при объемном смесеобразовании........... ……………………………..14 … 17
при пленочном смесеобразовании: а) без принудительного воспламенения ………………………20 … 25 б) с зажиганием от электрической искры …………………….14 … 16 с предкамерной........................................ ……………………………..16,5 … 21 с вихревой камерой................................. ……………………………..16 … 20 с воздушной камерой............................... ……………………………..15 … 16 для дизелей с наддувом........................... ……………………………..11 … 17 Таблица 3
В современных карбюраторных двигателях . Двигатели грузовых автомобилей имеют значения e ближе к нижнему пределу, а у двигателей легковых автомобилей обычно и только при воздушном охлаждении e иногда ниже 7. Для карбюраторных двигателей при степени сжатия выше 12 возможно самовоспламенение смеси и детонация в процессе сгорания. В последние годы наметилась тенденция к некоторому уменьшению e, что позволило снизить токсичность продуктов сгорания и продлить срок службы двигателей. Как правило, даже двигатели легковых автомобилей высокого класса имеют степень сжатия не более 9. Минимальная степень сжатия для дизелей должна обеспечить в конце процесса сжатия получение минимальной температуры, необходимой для самовоспламенения впрыснутого топлива. Учитывая, что впрыск топлива осуществляется раньше полного завершения процесса сжатия и с повышением температуры сжатия сокращается период задержки воспламенения, в дизелях без наддува не применяются значения степени сжатия меньше 14, а в дизелях с наддувом - меньше 11. Для современных автомобильных и тракторных двигателей с воспламенением от сжатия . Увеличение степени сжатия более 22 нецелесообразно, так как приводит к высоким давлениям сгорания, падению механического КПД и утяжелению конструкции двигателя.
2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Для удобства рекомендуется выполнять тепловой расчет в приведенной ниже последовательности.
2.1. Выбор и определение физических констант 2.1.1. Используемые в автотракторных двигателях топлива представляют собой смесь различных углеводородов и отличаются элементарным составом, который выражается в единицах массы (кг), а газообразных - в объемных единицах (м3 или кмоль). Для жидких топлив , (1) где С, Н и О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива. Для газообразных топлив
где С n, Н m и О r - объемные доли каждого газа в 1 м3 или в 1 киломоле газообразного топлива; N 2 - объемная доля азота. Средний элементарный состав жидких топлив (в массовых долях) приведен в табл. 4.
Таблица 4.
Состав газообразных топлив указан в табл. 5.
На основании заданного вида топлива, пользуясь табл. 6, и уравнением (1) определяем элементарный состав топлива, кг/кг: углерода С, водорода H, кислорода O. 2.1.2. Низшая теплота сгорания соответствует тому количеству теплоты, которое выделяется при полном сгорании топлива, без учета теплоты конденсации водяного пара. Так как в ДВС выпуск отработавших газов происходит при температуре выше температуры конденсации водяного пара, для практической оценки топлива обычно используется низшая теплота сгорания. Для определения низшей теплоты сгорания твердого топлива Н u (в МДж/кг) при известном элементарном составе обычно используется формула Менделеева: Таблица 5
Таблица 6
где W - количество водяных паров в продуктах сгорания массовой или объемной единицы топлива. Для газообразного топлива (Н u в МДж/м3) где СО, Н2 и другие компоненты газообразного топлива - объемные доли компонентов газовой смеси. Примерные значения низшей теплоты сгорания Н u в МДж/кг автотракторных топлив: Бензин..................................... 44,0 Дизельное топливо................ 42,5 Природный газ...................... 45,0 Пропан.................................... 85,5 Бутан....................................... 112,0 При неполном сгорании топлива (a < 1) количество теплоты D Hu, недовыделяющейся при сгорании 1 кг топлива, D Hu = 119,95 (1 - a) L 0. Коэффициент, учитывающий количество теплоты недовыделившейся при неполном сгорании, . Пользуясь табл. 6 определяем низшую теплопроводную способность Н u и молекулярную массу топлива mT. 2.1.3. Определяем количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива - для жидких топлив: , , проверка: ; - для газообразных топлив: , где m в - молекулярная масса 1 кмоля воздуха, m в = 28,97кг/кмоль; L 0 - теоретически необходимое количество воздуха (кмоль) для сгорания 1 кг топлива; - теоретически необходимое количество воздуха (кг) для сгорания 1 кг топлива; 0,21 - объемное содержание кислорода в 1 кг воздуха; 0,23 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха; L ¢ 0 - теоретически необходимое количество воздуха (моль или м3) для сгорания 1 кмоль или 1м3 топлива.
2.2. Выбор и обоснование исходных величин для теплового расчета Выбор типа камеры сгорания Так как выбор ряда исходных параметров теплового расчета определяется типом камеры сгорания проектируемого двигателя, этому вопросу должно быть уделено особое внимание. Необходимо изучить существующие типы камер сгорания, сделать анализ, исходя из назначения двигателя, его мощности и частоты вращения, а затем выбрать тип камеры сгорания проектируемого двигателя. Показатель политропы сжатия В связи с тем, что температура свежего заряда и поверхность его контакта со стенками в процессе сжатия непрерывно меняются, показатель политропы сжатия n1 также не остается постоянным, а меняет свои значения в зависимости от интенсивности теплообмена. Увеличение интенсивности охлаждения двигателя снижает значение n 1, а увеличение диаметра цилиндра, степени сжатия и частоты вращения коленчатого вала повышает этот показатель, т.е. факторы, способствующие охлаждению смеси, снижают n 1, а способствующие подогреву смеси, увеличивают. При выполнении теплового расчета величина n 1 определяется по номограмме или выбирается на основании экспериментальных данных существующих двигателей. Для карбюраторных двигателей . Более высокие значения n1 берутся для более быстроходных двигателей с воздушным охлаждением. Для дизелей - . Низкие значения n 1 для карбюраторных двигателей объясняются тем, что в процессе сжатия тепловоздушной смеси происходит испарение бензина с поглощением теплоты. Кроме того, теплоемкость смеси в бензиновых двигателях вследствие наличия паров бензина и большого количества остаточных газов выше, чем в дизелях, что приводит к понижению n 1. Фазы газораспределения Фазы газораспределения выбираются на основании данных по существующим двигателям, близким к проектируемому по быстроходности.
Таблица 9
Данные о фазах газораспределения современных отечественных двигателей, в градусах угла поворота коленчатого вала приведены в табл. 10.
Таблица 10
2.3. Последовательность теплового расчета В тепловом расчете последовательно определяются следующие величины. Количество свежего заряда Горючая смесь (свежий заряд) в карбюраторных двигателях состоит из воздуха и испарившегося топлива и определяется величиной , где M 1 - количество горючей смеси (кмоль гор.см/кг топл.); mT - молекулярная масса паров топлива, кг/кмоль (см.табл. 6). Величиной 1/ mT при определении M 1 для двигателей с воспламенением от сжатия пренебрегают как относительно малой по сравнению с объемом воздуха. Поэтому для этих двигателей Для газовых двигателей
Параметры процесса впуска
Давление в конце впуска (МПа) является основным фактором, определяющим количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя: или Потери давления D p a за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли: , где ; b - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; xвп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому сечению; wвп - средняя скорость заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах); r к и r 0 - плотность заряда на впуске соответственно при наддуве и без него (p к = p 0 и r к = r 0). По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме и . Гидравлические потери во впускной системе уменьшаются при увеличении проходных сечений, придании обтекаемой формы клапанам, обработке внутренних поверхностей впускной системы, правильном выборе фаз газораспределения и т.д. У четырехтактных двигателей величина D p a колеблется в пределах (МПа): для карбюраторных двигателей……………………. (0,05 … 0,20)P0 для дизелей без наддува................. ……………………….(0,03... 0,18)P0 для дизелей с наддувом.................. ……………………….(0,03... 0,10)P0 Дизели по сравнению с карбюраторными двигателями при той же частоте вращения имеют несколько пониженное значение D p a. Это объясняется снижением гидравлических сопротивлений благодаря отсутствию карбюратора и более упрощенной впускной системе. Плотность заряда (кг/м3) на впуске или , (3) где R в - удельная газовая постоянная воздуха: - универсальная газовая постоянная. Коэффициент остаточных газов gr характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания. С увеличением gr уменьшается количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска. Коэффициент остаточных газов для четырехтактных двигателей: - с учетом продувки и дозарядки цилиндра
;
- без учета продувки и дозарядки
, где e - степень сжатия; jоч и jдоз - соответственно коэффициенты очистки и дозарядки. При определении gr для двигателя без наддува применяется коэффициент очистки , а коэффициент дозарядки, на номинальном скоростном режиме, , этого можно добиться при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30... 60°. При этом на минимальном скоростном режиме () возможен обратный выброс свежего заряда в пределах 5%, т.е. . На остальных режимах значения j доз можно получить, приняв прямую линейную зависимость j доз от скоростного режима. В четырехтактных двигателях величина gr зависит от степени сжатия, параметров рабочего тела в конце впуска, частоты вращения и других факторов. С увеличением степени сжатия e и температуры остаточных газов Tr величина gr уменьшается, а при увеличении давления pr остаточных газов и частоты вращения n - возрастает. Величина gr изменяется в пределах: для бензиновых и газовых двигателей без наддува 0,04 … 0,10; для дизелей без наддува...................................... 0,02 … 0,05.
При наддуве величина коэффициента остаточных газов снижается. В конце впуска температура
. Величина T a в основном зависит от температуры рабочего тела, коэффициента остаточных газов, степени подогрева заряда и в меньшей степени от температуры остаточных газов. У современных четырехтактных двигателей температура T a в конце впуска изменяется в пределах: для карбюраторных двигателей............. 320 … 370 °К; для дизелей............................................... 310 … 350 °К; для четырехтактных двигателей с наддувом 320 … 400 °К. Наиболее важной величиной, характеризующей процесс впуска, является коэффициент наполнения, представляющий собой отношение действительного количества, свежего заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло поместиться в рабочем объеме цилиндра при условия, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд
где G д , V д, Мд - действительное количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска, соответственно в кг, м3, моль; G 0 , V 0, М0 - количество заряда, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при p 0 и T 0 (или p к и Тк), соответственно в кг, м3, моль. Для четырехтактных двигателей с учетом продувки и дозарядки цилиндра коэффициент наполнения . Для четырехтактных двигателей без учета продувки и дозарядки
. Величина коэффициента наполнения в основном зависит от тактности двигателя, его быстроходности и совершенства системы газораспределения. Значения коэффициента наполнения h v для различных типов автомобильных и тракторных двигателей при работе их с полной нагрузкой изменяются в пределах: для карбюраторных двигателей………………………………. 0,7 … 0,90; для дизелей без наддува................. …………………………………0,8 … 0,94; для дизелей с наддувом.................. …………………………………0,8 … 0,97. Параметры процесса сгорания Процесс сгорания - основной процесс рабочего цикла двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы. Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси в карбюраторных двигателях и свежей смеси в дизелях .
Коэффициент изменения рабочей смеси
Теплота сгорания рабочей смеси в карбюраторных двигателях
, где D Hu - количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива (кДж/кг), определяемое по формуле
. Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях
.
Среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания определяют как теплоемкость смеси газов, кДк/(кмоль×К) , где r - объемная доля каждого газа, входящего в данную смесь; - средняя мольная теплоемкость каждого газа, входящего в данную смесь при температуре смеси tz. При полном сгорании топлива () продукты сгорания состоят из смеси углекислого газа, водяных паров, азота и кислорода. При этом
где to - температура, равная 0°С; tz - температура смеси в конце видимого сгорания, °С. При неполном сгорании () продукта сгорания состоят из.смеси углекислого газа, окиси углерода, водяного пара,.свободного водорода и азота. При этом Значения средней мольной теплоемкости продуктов сгорания бензина (С =0,855; Н =0,145), в зависимости от a, приведены в табл. 1 приложения, а значения средней мольной теплоемкости продуктов сгорания дизельного топлива (С =0,870; Н =0,126; О =0,004) - в табл. 2 приложения. В табл. 3 приложения значения средних мольных теплоемкостей 'некоторых газов даны при постоянном объеме, а в табл. 4 приведены эмпирические формулы, полученные на основании анализа табличных данных. Отклонения значений средних мольных теплоемкостей, полученных по эмпирическим формулам, от табличных значений не превышают 1,8%. Температура в конце видимого процесса сгорания в карбюраторных двигателях определяется из уравнения
,
где xz - коэффициент использования теплоты, который изменяется с изменением скоростного режима работы двигателя. При изменении частоты вращения коленчатого вала коэффициент xz ориентировочно принимается (рис. 1) в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей. При этом
Температура в конце видимого процесса сгорания в дизелях определяется из уравнения сгорания ,
где l - степень повышения давления,
Величина степени повышения давления для дизелей устанавливается по опытным данным в основном в зависимости от количества топливе, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. Кроме того, на величину l оказывает влияние период задержки воспламенения топлива, с увеличением которого степень повышения давления растет: а) для дизелей с нераздельными камерами сгорания и объемным смесеобразованием l = 1,6... 2,5; б) для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а также для дизелей с нераздельными камерами и пленочным смесеобразованием l = 1,2... 1,8; в) для дизелей с наддувом l = 1,5. Коэффициент использования теплоты ez для современных дизелей с нераздельными камерами сгорания и хорошо организованным струйным смесеобразованием для двигателей без наддува можно принять равным 0,82, а при наддуве в связи с повышением теплонапряженности двигателя и созданием более благоприятных условий для протекания процесса сгорания - 0,86. Зная температуру в конце видимого сгорания для карбюраторного двигателя, определяют давление p я (МПа): . Для дизелей . Степень предварительного расширения . Данные значений температуры и давления конца сгорания для современных авторемонтных и тракторных двигателей при работе с полной нагрузкой приведены в табл. 12.
Таблица 12
Более низкие температуры конца сгорания у дизелей по сравнению с карбюраторными и газовыми двигателями являются следствием большой величины коэффициента избытка воздуха a, а следовательно, и больших потерь теплоты на нагревание воздуха. Параметры конца расширения В результате процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу. Значения давления (МПа) и температуры (К) в конце процесса расширения для карбюраторных двигателей составляют:
Для дизелей
где d - степень последующего расширения для дизелей, Ранее принятую температуру остаточных газов проверяют по формуле Примерные значения давления pb и температуры Tb для современных автомобильных и тракторных двигателей без наддува (на номинальном режиме) приведены в табл. 13.
Таблица 13
Тепловой расчет При проведении теплового расчета для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3-4 основных режима. Для карбюраторных двигателей такими режимами являются:
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2021-02-07; просмотров: 171; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.216.190.167 (0.229 с.) |