Продукты сгорания стехиометрической смеси (при α = 1);

1. продукты сгорания стехиометрической смеси (при α = 1);

2. избыточный воздух.

В дизельном двигателе объемная доля продуктов сгорания:

 (4.9)

Объемная доля избыточного воздуха:

 (4.10)

В расчетах целесообразно воспользоваться проверочным соотношением: r₀ + r_b = 10,6394+0,360 =1

3. Расчет параметров наддува

Многие современные бензиновые двигатели и большинство дизельных снабжены системами газотурбинного наддува, что позволяет значительно повысить мощность при практически тех же габаритах и одновременно снизить удельный расход топлива. Компрессор, установленный в системе газотурбинного наддува, должен создавать большее давление, чем давление наддува Рк, так как часть его тратится не сопротивление воздушного тракта между компрессором и двигателем.

Основным элементом, создающим сопротивление, является охладитель наддувочного воздуха. Последний конструируют так, чтобы он существенно снижал температуру воздуха, но мало влиял на давление. На основании статистических данных потери давления в охладителе составляют:

Следовательно, давление за компрессором:

 (МПа) (5.1)

Степень повышения давления в компрессоре:

 (5.2)

где Р₀ - атмосферное давление.

Пpи сжатии воздуха в компрессоре происходит повышение его температуры, которая определяется по формуле:

 (5.3)

гдеТ₀ - температура атмосферного воздуха;

К = 1,40 - показатель адиабаты для воздуха;

η_кад = 0,68 - 0,76 - адиабатный к. п. д. компрессора.

Повышение температуры составит:

 (К)

Температура воздуха на входе в двигатель:

 (5.4)

где σ = 0,5 - 0,8 - степень тепловой эффективности охладителя.

Теоретически, если σ = 0, то , что означает отсутствие охлаждения.

Если σ = 1, то , что соответствует полному охлаждению воздуха до температуры окружающей среды. С термодинамической точки зрения величину σ целесообразно увеличивать, однако при этом растут габариты и масса охладителя. Практикой выработаны рекомендации для целесообразного выбора значения степени тепловой эффективности охладителя в диапазоне, указанном выше.

Температура воздуха на входе в двигатель составит:

 (К)

4. Расчет процесса впуска

Процесс впуска представляет собой сложный термодинамический процесс в открытой термодинамической системе, который сопровождается изменением объёма цилиндра, проходного сечения впускных клапанов, сопротивления на впуске. В этом процессе протекают все диссипативные явления, вызванные трением, теплообменом и диффузией. Точный расчёт процесса впуска возможен лишь на основе численного решения системы дифференциальных уравнений, что выходит за рамки настоящей курсовой работы.

В курсовой работе ограничимся определением параметров рабочего тела в конце процесса впуска, используя многочисленные экспериментальные данные, полученные при исследовании двигателей подобных типов.

За началоцикла примем, точку "r", которая соответствует концу процесса выпуска или началу впуска, а поршень находится в ВМТ. Количество рабочего тела в цилиндре в этом случае минимально, поэтому погрешности в оценке параметров рабочего тела сравнительно мало влияют на общий результат расчёта.

На основании статистических опытных данных принимаем параметры рабочего тела в точке "r" для бензиновых двигателей с наддувом:

 (МПа) ;

Давление в цилиндре в конце впуска отличается от давления наддува Р_к в меньшую сторону за счёт потерь давления при впуске (главным образом в клапанных устройствах):

 (6.1)

где  = (0,05-0,15). Р_к - потеря давления при впуске.

Давление в цилиндре в конце впуска составит:

 (МПа)

Температуру в цилиндре в конце впуска определяют по формуле, полученной на основе баланса энергии при впуске:

 (5.2)

где  - повышение температуры свежего заряда при впуске за счёт подогрева от стенок (для дизельных двигателей  = 20 - 40 К);

γ - коэффициент остаточных газов (для дизельных двигателей γ = 0-0,05);

Температуру в цилиндре в конце впуска определяем по формуле (5.2):

 (К)

Величины Т_r и γ, принятые при расчете процесса впуска, в дальнейшем могут быть проверены и при необходимости уточнены.

Важнейшей характеристикой процесса впуска является коэффициент наполнения η_v, который равен отношению количества свежего заряда, действительно поступившего в цилиндр, к теоретическому количеству свежего заряда, который помещается в рабочем объеме цилиндра при параметрах на впуске (P_k,T_k).

Для расчета коэффициента наполнения служит формула:

 (5.3)

Коэффициент наполнения влияет на количество свежего заряда в цилиндре и, следовательно на мощность. Поэтому всемерно стремятся к увеличению коэффициента наполнения, снижая потери при впуске () и осуществляя продувку камеры сгорания в период газообмена.

5. Расчёт процесса сжатия

В процессе сжатия происходит уменьшение объема, поэтому давление и температура тела в цилиндре возрастают. На процесс сжатия сильное влияние оказывает теплообмен со стенками, а также трение и диффузия при движении и перемешивании рабочего тела. Теплообмен со стенками приводит к подводу теплоты к рабочему телу, когда его температура низка. В конце процесса сжатия температура рабочего тела превосходит температуру стенок и направление теплового потока меняется - он направлен от рабочего тела к стенкам, то есть происходит теплоотвод. Поэтому процесс сжатия является сложно-политропным с переменным показателем политропного процесса.

Для определения параметров рабочего тела в конце сжатия используют понятие условно политропного процесса с постоянным средним показателем n₁. Величины n₁ определены для разных типов двигателей путем обработки многочисленных опытных индикаторных диаграмм (для дизельных двигателей n₁= 1,32 - 1,39)

На основании уравнений политропного процесса давление в конце сжатия:

 (МПа) (7.1)

Температура в конце сжатия:

 (К) (7.2)

В конце процесса сжатия (условно в точке "с") начинается процесс сгорания, который протекает различно в бензиновых и дизельных двигателях.

В бензиновых двигателях практически вся смесь приготовлена для сгорания, средняя скорость сгорания велика, а продолжительность сгорания сравнительно небольшая.

6. Расчет процесса сгорания

Уравнение сгорания выражает баланс энергии в процессе сгорания, составленный на основе 1-го закона термодинамики, в данном случае с учётом того факта, что часть теплоты подводится к рабочему телу при V = const, а другая часть - при p = const.

Уравнение имеет вид:

 (8.1)

где R = 8,314  - универсальная газовая постоянная;

 - степень повышения давления при сгорании;

Для определения величины В сначала задают максимальное давление при сгорании в пределах:

для двигателей средней напряжённости:

Р_z = 10 - 12 МПа;

для высокофорсированных двигателей:

р_z= 12 - 14 МПа;

x= 0,65 - 0,85 - для дизельных двигателей;

H_u - теплота сгорания дизельного топлива (см. табл.3);

C_vz - теплоёмкость продуктов сгорания.

Величины P_z и x_z обеспечиваются за счёт регулировок и конструирования топливной аппаратуры (профиля кулачка топливного насоса, конструкции нагнетательного клапана, силы затяжки пружины форсунки, числа и размеров отверстий распылителя).

Продукты сгорания в дизельном двигателе, всегда содержат избыточный воздух, так как двигатель работает при a>1. Поэтому теплоёмкость продуктов сгорания рассчитывает как для смеси:

 (8.2)

где  и C_vcb теплоёмкости соответственно "чистых" продуктов сгорания и воздуха, определяемые по таблице при температуре T_z (t_c) методом интерполяции.

Уравнение сгорания содержит две переменные величины T_z и  - поэтому оно решается относительно T_z приближёнными методами. В данном случае используется графический способ решения.

Вычисляем правую часть уравнения:

 (8.3)

Для левой части уравнения составляем таблицу 8.1 в диапазоне ожидаемых температур Tz.

Таблица 8.1-Расчет уравнения сгорания.

Tz	1773	1873	1973	2073	2173
tz	1500	1600	1700	1800	1900
Cvz0	27,86	28,136	28,395	28,634	28,863
Cvzв	24,46	24,653	24,837	25,005	25,168
Cvz	26,63399058	26,88006153	27,11201721	27,32541524	27,53061624
(Cvz+R) Tz	61962,78731	65918,47725	69895,53195	73880,5078	77890,35108

Рисунок 8.1 - Графическое решение уравнения сгорания

Найденная температура Tz=1985 К является максимальной температурой цикла, она используется в дальнейших расчётах.

Степень предварительного расширения:

7. Расчёт процесса расширения

В процессе расширения важную роль играют явления, связанные с участием теплоты:

в начале расширения имеет место подвод теплоты за счёт догорания топлива (точка “Z” обозначает конец условного сгорания, когда достигается максимальная температура);

в конце расширения происходит интенсивный теплоотвод в стенки за счёт большой разницы температур рабочего тела и стенок.

Поэтому процесс расширения является сложно - политропным с переменным показателем политропы. В расчётах он заменяется условно - политропным процессом с постоянным средним показателем политропы, который на основании многочисленных опытных результатов, выбирается в диапазоне n₂=1,18 _- 1,28 для дизельных двигателей

В дизельных двигателях степень расширения равна:

 (9.2)

На основании уравнений для политропного процесса определяем давление в конце расширения:

 (МПа) (9.3)

Температура в конце расширения:

 (К) (9.4)

8. Проверка расчета процесса впуска

В процессе выпуска происходит дальнейшее расширение рабочего тела, то есть уменьшении давления и увеличение. удельного, объёма, и его вытеснение из цилиндра. В п.6 параметры начала впуска (или конца выпуска) принимались на основе статистических рекомендаций Р_r и Т_r.

Теперь правильность выбора этих величин можно, проверить.

Считаем процесс выпуска условно - политропным со средним показателем .

Тогда по уравнению политропы имеем:

 (К) (10.1)

Допускается отличие величины Т_r, рассчитанной по уравнение, от ранее принятой величины на 50-60 К. Если указанное условие выполнено, то это означает, что расчет правильный. В нашем случае отличие не выходит за допустимые границы.

Коэффициент остаточных газов проверяют по формуле:

 (10.2)

гдe У_пр - коэффициент продувки камеры в процессе газообмена (величина меняется от У_пр =0 (отсутствие продувки) до У_пр =1 (полная продувка)).

Значение , найденное по формуле сравнивают с ранее принятым между ними должно быть соответствие.

В целом можно отметить, что значительные ошибки в оценке величин Т_r и  сравнительно мало влияют на конечный результат, так как при положении поршня в ВМТ (в конце выпуска или начале впуска) а рабочей полости находится минимальное количество рабочего тела. Именно по этой причине указанное состояние принимается за начало цикла (начало расчёта).

9. Расчет показателей рабочего цикла

Показатели рабочего цикла подразделяют на энергетические (работу, мощность, среднее давление) и экономические (к. п. д., удельный расход топлива). Сначала определяем индикаторные показатели, которые характеризуют энергетику и экономику в цилиндре.

Расчётное среднее индикаторное давление определяют по формуле, полученной на основе термодинамических соотношений, характеризующих работу при движения поршня в различных процессах цикла:

 (11.1)

Действительное среднее индикаторное давление:

 (МПа) (11.2)

где  - коэффициент полноты индикаторной диаграммы, учитывающий отличие действительной индикаторной диаграммы от расчётной (в характерных точках a, с, z¹, z, b на расчётной диаграмме, имеется изломы, в действительности все процессы протекают плавно, переходя один в другой) для дизельных двигателей

У_пр = 0,92 - 0,95.

Индикаторный к. п. д. рабочего цикла:

 (11.3)

Удельный индикаторный расход топлива:

 (11.4)

Эффективные показатели двигателя, характеризующие энергетику и экономику на валу, отличаются от индикаторных показателей (в цилиндре) за счёт механических потерь, к которым относят:

а) потери на трение во всех движущихся элементах;

б) затраты энергии на привод всех вспомогательных механизмов (насосов, вентилятора, генератора и т.п.);

в) затраты энергии на газообмен (насосные потери).

Влияние механических потерь учитывают с помощью механического к. п. д., который лежит в пределах для дизельных двигателей: = 0,7 - 0,8.

Среднее эффективное давление составляет:

 (МПа) (11.5)

Эффективный к. п. д. двигателя:

 (11.6)

Удельный эффективный расход топлива:

 (11.7)

10. Определение основных размеров цилиндра

Рабочий объём цилиндра:

 (дм³) (12.1)

Литраж двигателя:

 () (12.2)

Диаметр цилиндра:

 (дм) =113 (мм) (12.3)

Ход поршня:

 (дм) =124.3 (мм) (12.4)

Объём камеры сжатия:

 () (12.5)

Объём в конце сгорания:

 () (12.6)

Полный объём цилиндра:

 () (12.7)

Проверочное соотношение:

 ().

11. Расчёт и проектирование системы наддува

Для выбора типа охладителя, для его расчёта и проектирования необходимы следующие данные:

снижение температуры наддувочного воздуха в охладителе:

 (К) (13.1)

расход наддувочного воздуха:

 13.2)

Для расчёта турбокомпрессора определяют мощность, потребляемую компрессором:

 (13.3)

где  - удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре; R - газовая постоянная воздуха ().

Удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре составит:

Мощность, потребляемую компрессором определяем по формуле 13.3:

 (кВт)

12. Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строят на отдельном стандартном листе, в системе координат  в соответствии с расчётными величинами выбирается масштабы по осям давлений и объёмов и наносятся равномерные шкалы. На диаграмме обозначают характерные точки цикла: "t " - конец выпуска и начало впуска; "а" - конец впуска и начало сжатия; "с" - конец сжатия и начало сгорания; "z" - конец условного сгорания, "b " - конец расширения и начало выпуска.

Изображают горизонтальные линии, соответствующие Р₀ = 0,101 кПа и .

Для точного построения процессов сжатия и расширения, которые являются политропными, выполняют дополнительные расчёты.

При расчёте и построении процесса сжатия:

1. Выбираем несколько значений объёмов в диапазоне между .