ТОП 10:

Диаграмма суммарного крутящего момента



Величина и характер крутящих моментов по углу ПКВ для всех цилиндров двигателя одинаковы, поэтому для определения суммарного крутящего момента достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра. При построении кривой суммарного крутящего момента Мкр многоцилиндрового двигателя суммируют кривые моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угловой интервал θ, соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах.

Угол θ для четырехтактных двигателей с равными интервалами между рабочими ходами:

 

, (3.18)

 

где i – число цилиндров двигателя.

Суммирование значений крутящих моментов всех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (таблица 3.3). Через каждые 15о угла поворота коленчатого вала из таблицы 3.1 выписываются значения крутящего момента одного цилиндра для первой группы углов φ1 , затем для второй группы углов φ2 и т.д. до последней группы углов φi . Складывая значения Мкр.ц по каждой строке, определяются значения суммарного крутящего момента Мкр в зависимости от угла поворота кривошипа φ. По полученным данным строится кривая Мкр = f(φ) (рисунок 3.6).

 

Таблица 3.3- Расчет крутящего момента двигателя

φ, град Цилиндры Мкр, Н ∙ м
1 2 i
φо, кривошипа Мкр.ц, Н ∙ м φо, кривошипа Мкр.ц, Н ∙ м φо, кривошипа Мкр.ц, Н ∙ м
  θ   (i-1)θ    
  θ+15   (i-1)θ+15    
  θ+30   (i-1)θ+30    
  θ+45   (i-1)θ+45    
       
θ θ   2θ      

Н

Рисунок 3.6- Построение кривой суммарного крутящего момента

четырехцилиндрового четырехтактного двигателя

Некоторые особенности по определению суммарного крутящего момента имеют шестицилиндровые V – образные двигатели с углом развала между осями рядов цилиндров 90о с несимметричным коленчатым валом, имеющим 3 кривошипа, расположенных под углом 120о. У такого двигателя чередование вспышек неравномерное через 90о и 150 о ПКВ. Двигатель должен рассматриваться как трехцилиндровый, поэтому угловой интервал q должен быть равен 240о ПКВ.

Для проверки правильности графических построений необходимо найти среднее значение суммарного крутящего момента, Н м:

 

Мкр.ср = , (3.19)

 

где F1 и F2 – соответственно площади участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс и под осью абсцисс, мм2; lабс – длина диаграммы по кривой суммарного крутящего момента, мм; ММ – масштаб моментов, (Н ∙ м)/мм; ηм – механический КПД двигателя.

Крутящий момент двигателя на номинальном режиме:

 

Мкр = . (3.20)

 

Ошибка, % . (3.21)

 

Расхождение в значениях крутящего момента не должны превышать 5%.

Пример расчета

Тепловой расчёт двигателя

Исходные данные

Задание на курсовой проект, включает в себя следующие данные:

1. Назначение двигателя - тракторный

2. Тип двигателя – дизельный

3. Тактность двигателя 4Х

4. Номинальная эффективная мощность , кВт 109

5. Номинальная чистота вращения коленчатого вала, мин-1 2100

6. Число, расположение цилиндров 4Х, рядный

 

Для построения в дальнейшем теоретической, скоростной характеристики двигателя и анализа влияния частоты вращения коленчатого вала на эффективные показатели двигателя, необходимо провести тепловой расчёт двигателя для нескольких режимов в диапазоне от до . Режим минимальной частоты вращения, обеспечивающий устойчивую работу двигателя составляет =600-1000 мин-1.

Топливо.

Состав топлива и его теплота сгорания принимают по таблицы 4.1.

 

 

Таблица 4.1-Средний элементный состав бензинов, дизельных топлив и их теплота сгорания

Жидкое топливо Содержание, кг Низшая теплота сгорания Qn, кДж/кг
С Н ОТ
Бензин 0,885 0,145 -
Дизельное топливо 0,870 0,126 0,004

 

Степень сжатия.

Степень сжатия : в первую очередь зависит от способа смесеобразования и рода топлива, а также от быстроходности двигателя, наличия наддува и других факторов.

Для бензиновых двигателей предел степени сжатия ограничивается возможностью нарушения нормального процесса сгорания из-за возникновения детонации. Поэтому для двигателей, работающих высокооктановых бензинах, степень сжатия выбирается в пределах =7,5 – 9,5, а для двигателей с впрыском лёгкого топлива вплоть до =11,5 – 12. Для двигателей, работающих на низкооктановых бензинах, степень сжатия равна =6,5 – 8,0.

В дизелях величина определяется, исходя из условий обеспечения стабильного воспламенения заряда на всех режимах работы двигателя. В дизелях без наддува и нераздельной камерой сгорания =14 – 18, в вихрекамерных и предкамерных дизелях =16 – 22, в дизелях с наддувом =12 – 17.

Коэффициент избытка воздуха.

Для различных двигателей на номинальном режиме работы коэффициент избытка воздуха принимаем равным:

Дизели с наддувом………………………..1,5 – 2.

Параметры заряда на впуске.

При работе двигателя без наддува в цилиндр поступает воздух из атмосферы. В этом случае в качестве параметров исходного состояния заряда на впуске принимаются давление и температура окружающей среды, соответственно равные р0 =0,1 МПаиТ0 =293 К.

При расчёте рабочего цикла двигателя с наддувом за исходные параметры принимаются рК и температура ТК на выходе из компрессора.

В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления рК , МПа надувочного воздуха:

при низком наддуве ……………………….до 1,5р0 ;

при среднем наддуве ……………………..(1,5 – 2,2)р0 ;

при высоком наддуве …………………….(2,2 – 2,5)р0 .

В настоящее время на двигателях тракторов и автомобилей используется низкий или средний наддув. Поэтому рК выбираем равным 2р0 .

Температура воздуха после компрессора ТК , К:

(4.1)

 

 

где пК – показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре. В зависимости от типа компрессора пК принимают:

для поршневых нагнетателей …..………………………….……1,4 – 1,6;

для объёмных нагнетателей …………………………………..1,55 – 1,75;

для объёмных и центробежных нагнетателей ………………….1,4 – 2,0.

Для газотурбинного наддува в автотракторных дизелях принимают последнее ближе к нижнему пределу.

Расчёт процессов газообмена

Процессы газообмена включают в себя очистку цилиндра от продуктов сгорания и наполнение цилиндра свежим зарядом.

Давление остаточных газов рr (МПа) определяется сопротивлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов, зависит от числа расположения клапанов. фаз газораспределения, частоты вращения, нагрузки и других факторов.

В двигателях с наддувом и наличием газовой турбины на выпуске:

;

Большие значения рr принимают для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала.

Температура остаточных газов.

В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха устанавливается значение температуры Тr(К) остаточных газов в пределах:

для дизелей ………………………….. 600 – 900 К.

Следует иметь в виду, что при увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения – возрастает. В нашем случае принимаем Тr=700К.

Температура подогрева свежего заряда.

Степень подогрева свежего заряда зависит от конструкции впускного трубопровода, наличия специального устройства для подогрева, частоты вращения, наддува и других факторов. На номинальном режиме работы принимают:

для дизелей без наддува ……….. 100 – 400;

для дизелей с наддувом …………. (-5) 0 – 100.

Принимаем =00.

Давление в конце впуска.

Давление в конце впуска ра (МПа) определяется исходя из потерь во впускной системе:

; (4.2)

 

,

где - потери давления во впускной системе.

Потери давления за счёт сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

 

; (4.3)

 


где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенной к наиболее узкому её сечению;

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы, м/с;

- плотность заряда на впуске, кг/м3.

По опытным данным в современных двигателях на номинальном режиме работы

 

=2,5 – 4,0

=50 – 130 м/с.

Плотность заряда на впуске:

 

; (4.4)

кг/ ,

 

где Rв – удельная газовая постоянная, ;

Rв = 287 .

По статистике суммарные гидрвлические потери для четырёхтактных двигателей на номинальном режиме работы находятся в пределах:

для дизелей без наддува …………. (0,03-0,18)р0 ;

для дизелей с наддувом …………… (0,03-0,10)рК .

Коэффициент остаточных газов.

Коэффициент остаточных газов , характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания. Коэффициент остаточных газов для четырёхтактных двигателей:

с учётом продувки и дозарядки цилиндра

 

; (4.5)

 

При определении на номинальном режиме работы двигателя с учётом дозарядки можно принять =1,07-1,12, что вполне можно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-600 поворота коленчатого вала. Однако на минимальном скоростном режиме возможен обратный выброс в пределах 5-7%, т.е. .

На номинальном режиме работы величина находиться в пределах:

для дизелей с наддувом ……………..

Температура в конце впуска.

Температура в конце впуска определяется:

 

; (4.6)

 

 

Величина согласно статистическим данным при работе на номинальном режиме должна быть в пределах:

для дизелей без наддува …………………..310-350 К;

для двигателей с наддувом ………………..320-400 К

Коэффициент наполнения.

Для четырёхтактных двигателей коэффициент наполнения равен, с учётом продувки и дозарядки цилиндра:

 

; (4.7)

 

 

для дизелей с наддувом …………………0,8-0,97.

 

 

Расчёт процесса сжатия

Давление (МПа) и температуры (К) в конце процесса сжатия определяется из уравнения политропы:

; (4.8)

 

 

(4.9)

 

 

где п1 – показатель политропы сжатия.

Величина п1 определяется по прототипу или в зависимости от среднего показателя адиабаты k1 , который, в свою очередь, устанавливается по монограмме (приложение 1) в зависимости от степени сжатия и температуры в конце процесса впуска. Значение показателя политропы сжатия п1 в зависимости от k1 находится в следующих пределах:

для дизелей ……………………. п1=k1 + 0,02.

В таблице 4.2 приведены параметры конца сжатия.

 

Таблица 4.2-Параметры конца сжатия для различных двигателей

Двигатели Параметры
п1
Карбюраторные 1,35-1,39 0,9-2,0 550-800
Дизели без наддува 1,35-1,40 3,6-5,5 700-900
Дизели с наддувом 1,32-1,37 5,5-9,0 800-1100

Расчёт процесса сгорания

Термохимический расчёт процесса сгорания.

Количества заряда , находящегося в цилиндре в конце сжатия, определяется количеством свежего заряда и остаточных газов :

Количества воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг жидкого топлива определяется из стехиометрических соотношений.

в массовых единицах, :

 

; (4.10)

 

в единицах объёма :

 

; (4.11)

 

.

 

Количество свежего заряда , находиться в цилиндре дизеля:

 

; (4.12)

 

.

 

Количество остаточных газов в цилиндре определяется:

 

; (4.13)

 

.

 

Количество заряда, находящегося в цилиндре к концу процесса сгорания на 1 кг топлива, определяется количеством продуктов сгорания и остаточных газов :

; (4.14)

 

.

 

Количество продуктов сгорания , образующихся при сгорании 1 кг жидкого топлива, может быть определено по формулам:

для богатых смесей ( 1):

 

(4.15)

 

для бедных смесей ( >1):

 

(4.16)

 

.

В результате сгорания топлива происходит относительное изменение объёма рабочего тела, которое характеризует химическим коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси или действительным коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси:

 

; (4.17)

 

 

(4.18)

 

 

Для дизелей ………………….. 1,01-1,06

 

Термодинамический расчёт процесса сгорания.

Величина теплоёмкости зависит от температуры и давления тела, его физических свойств и характера процесса. Для расчётов рабочих процессов обычно пользуются молярными теплоёмкостями при постоянном объёме и при постоянном давлении , между которыми существует зависимость:

 

mср = mсv + 8,315. (4.19)

 

Теплоемкость заряда определяется в зависимости от температуры конца сжатия Тс по эмпирической формуле, кДж/(кмоль×К):

 

; (4.20)

 

 

Теплоемкость продуктов сгорания определяется в зависимости от температуры Тz и состава рабочей смеси:

 

при a ³ 1 ;

Коэффициент использования теплоты x зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Значения x на номинальном режиме работы находятся в пределах:

для дизелей с неразделенными

камерами сгорания…………………………………………….0,70 – 0,88

Принимаемx=0,8

Коэффициент использования теплоты x в зависимости от скоростного режима изменяется по параболе: на средних режимах работы имеет максимум, при увеличении и уменьшении частоты вращения коленчатого вала снижается.

Для дизелей при расчете процесса сгорания дополнительно задаются степенью повышения давления l = pz/pc которая для различных двигателей находится в следующих пределах:

для дизелей с неразделенными камерами

сгорания и объемным смесеобразованием ……………………………1,6 – 2,2.

Принимаемλ= 2.

Температуру в конце процесса сгорания определяют по следующим выражениям.

 

. (4.21)

 

, (4.22)

 

где

 

 

 

 

Давление газов в конце сгорания pz, МПа

дизельный двигатель

pz = l × рс,

pz = 2·7,2=14,4 МПа.

В дизелях происходит значительное увеличение объема газа в процессе сгорания, которое характеризуется степенью предварительного расширения r = Vz/Vc. Следовательно, для дизелей

. (4.23)

 

 

Параметры конца процесса сгорания приведены в таблице 4.3

 

Таблица 4.3- Параметры конца процесса сгорания для дизелей с наддувом

 

рz, МПа Тz, К
7,0 – 16,0 2000 – 2500

Расчёт процесса расширения

Предполагают, что расширение происходит по политропному процессу со средним показателем политропы n2. Величину n2 можно считать равной показателю адиабаты k2, который определяется в зависимости от e (d), a и Тz.

Степень последующего расширения d для дизелей определяется по выражению:

 

; (4.24)

 

 

Значения давления рb (МПа) и температуры Тb (К) в конце процесса расширения определяются по формулам политропного процесса.

дизельный двигатель:

 

, (4.25)

 

 

; (4.26)

 

 

Возможные значения параметров конца процесса расширения для номинального режима работы представлены в таблице 4.4.

 

Таблица 4.4- Параметры конца процесса расширения

Двигатели Параметры
n2 рb, МПа Тb, К
Дизельные 1,18 – 1,28 0,20 – 0,50 1000 – 1200

 

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов осуществляется по формуле:

; (4.27)

 


Погрешность составляет:

 

; (4.28)

 

 

где Trp и Trnp – соответственно расчетная и принятая температура остаточных газов.

Значение расчетной температуры остаточных газов может отличаться от выбранной ранее не более чем на 5%.







Последнее изменение этой страницы: 2017-02-22; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.233.220.21 (0.033 с.)