Розрахунок автотракторного двигуна

Р_а = Р_к – ∆Р_а,  МПа.                                            (2.4)

 

Р_а = 0,1 – 0,005 = 0,095 МПа

 

Втрати тиску на впуску ∆Р_а приймають в залежності від типу проектованого двигуна:

 

∆Р_а = (0,03...0,10)∙Р_к – для дизелів.

 

∆Р_а = 0,05·0,1 = 0,005 МПа

 

Тиск у кінці впуску змінюється при зміні режиму роботи двигуна, при зміні його технічного стану, температури і тиску навколишнього  повітря та інших факторів.

Розрахований для номінального режиму тиск кінця впуску повинен  знаходитися у межах (за даними випробувань  ДВЗ):

 

Р_а = 0,078...0,093 МПа – для карбюраторних двигунів,

Р_а = 0,083...0,095 МПа – для дизелів БН,

Р_а = 0,130...0,180 МПа – для дизелів з наддувом.

 

2.1.4. Підігрів заряду на впуску має місце через контакт газів з нагрітими деталями впускної системи. Для карбюраторних двигунів підігрів сприяє випаровуванню бензину і покращує сумішоутворення. При випаровуванні бензину температура заряду зменшується. Для дизелів підогрів має лише негативні наслідки – зменшується густина і маса заряду в кінці впуску, що зменшує потужність двигуна. Для підвищення потужності на дизелях з наддувом застосовують проміжне охолодження (ПО) повітря між компресором і впускною системою.

Величина підігріву заряду ∆Т приймається при проектуванні в залежності від типу двигуна  у межах:

 

∆Т = (20...40)˚К – для дизелів  БН,

 

∆Т = 31 К.

 

2.1.5. Коефіцієнт залишкових газів γ_r, являє собою відношення маси відпрацьованих газів у заряді циліндра в кінці впуску до маси свіжого заряду. Чим менший коефіцієнт γ_r тим краще наповнення циліндра і більша потужність двигуна. При проектуванні значення коефіцієнта залишкових газів обчислюється за формулою:

 

,                                                    (2.5)

 

де  ε – ступінь стиску двигуна згідно з вихідними даними.

Обчислені значення коефіцієнта  залишкових газів повинні знаходитися  у межах:

 

γ_r = 0,03...0,06 – для двигунів при ε > 10 (дизелів).

 

2.1.6. Температура в кінці впуску Т_а знаходиться при вирішенні рівняння теплового балансу газів процесу впуску [23,26], яке дає кінцеву розрахункову формулу:

 

, ˚К.                                            (2.6)

 

  К.                                           

 

2.1.7. Коефіцієнтом наповнення η_v називають відношення дійсної кількості свіжого заряду в кінці впуску до кількості свіжого заряду, що могла б поміститися в робочому об'ємі циліндра V_h при тиску і температурі, рівним тиску і температурі на впуску (тобто, за умови Р_а = Р_к  і Т_а = Т_к).

Через підігрів заряду та наявність  опору впускної системи коефіцієнт наповнення для автотракторних двигунів завжди менший від одиниці і розраховується при проектуванні за формулою:

 

                                             (2.7)

 

 

Орієнтовні значення коефіцієнта  наповнення для автотракторних двигунів:

η_v = 0,80...0,90 – для дизелів БН,

Існують способи збільшення коефіцієнта наповнення до значень, що перевищують одиницю (наприклад, резонансні наддув і очистка циліндрів).

2.2. Процес стиску

В реальному двигуні процес стиску протікає як політропний зі змінним показником політропи n₁. При розрахунку процесу стиску вважають показник політропи сталим, рівним середньому значенню його на протязі всього часу стиску.

2.2.1. Визначення показника політропи стиску на стадії проектування може бути здійснено дуже приблизно, для цього використовують метод подібності і емпіричні залежності у вигляді формул, номограм чи таблиць, одержані на основі аналізу експериментальних даних для двигунів певного класу [1, 2, 4, 6]. Для курсового проектування рекомендується використовувати формулу проф. Петрова:

 

n₁ = 1,41 – 100/n ,                                               (2.8)

 

n₁ = 1,41 – 100/1700 = 1,351

 

де  n_l – показник політропи стиску;

      n – частота  обертання колінчастого валу  двигуна у об/хв.

 

2.2.2. Тиск і температура в кінці стискування Р_с і Т_с визначаються за формулами (2.9) і (2.10) одержуємо:

 

Р_с = Р_а·εⁿ¹, МПа                                                    (2.9)

 

Р_с = 0,095 ·14,6 ^1,351 =3,556  МПа

 

 

Т_с = Т_а∙ε^(n1-1), ˚К.                                                   (2.10)

 

Т_с = 334,644 · 14,6 ^1,351-1 = 858,0  К

Орієнтовні значення параметрів газів у кінці стиску для автотракторних двигунів:

Р_с = 3,0...4,0 МПа   і   Т_с = 800...900˚К  – для дизелів БН,

 

2.3. Процес горіння

Згоряння є дуже важливим процесом робочого циклу двигуна, в  результаті якого суміш газів  змінює свій склад, до суміші газів  у циліндрі (до робочого тіла) підводиться  теплота. Все це визначає параметри  циклу і загальні показники роботи двигуна. Розрахунок горіння зводиться  до визначення зміни складу газів  та обчислення зміни тиску і температури  при горінні палива. Останнє виконується  вирішенням рівняння теплового балансу  процесу – рівнянням згоряння.

2.3.1. Зміна складу суміші газів на протязі циклу відбувається через наявність хімічних реакцій горіння, в результаті чого змінюється кількість молекул і відповідним чином змінюються тиск і температура. Розрахунок цього процесу ведуть у такому порядку.

2.3.1.1. Теоретично необхідна кількість повітря l₀ для згоряння одного кілограма палива з складом С, Н, О (згідно з завданням):

, кг/кг                              (2.11)

 

 кг/кг                             

або:

, кмоль/кг                           (2.12)

 

 кмоль/кг                          

 

де  0,23 та 0,21 – вміст  кисню в повітрі по масі та по об'єму, відповідно;

      С, Н та  О – відповідно, кількість вуглецю,  водню та кисню у паливі, кг/кг.

Між l₀ та L₀ існує співвідношення:  l₀/L₀ = μ_в, де  μ_в = 28,97 кг/кмоль – мольна маса повітря.

Паливно-повітряна суміш  з складом 1₀ чи L₀ повітря на 1 кг палива називається стехіометричною а величину l₀ чи L₀ називають стехіометричним коефіцієнтом.

2.3.1.2. Реальна паливно-повітряна суміш, яку готують для двигуна, відрізняється від стехіометричної. Фактично для приготування паливно-повітряної суміші з 1 кг палива в залежності від режиму роботи беруть більшу або меншу кількість повітря L_од, яку визначають за формулою:

 

L_од = α∙L_o, кмоль/кг                                          (2.13)

 

L_од = 1,6·0,497 = 0,795 кмоль/кг             

                           

де  α – коефіцієнт надлишку повітря (згідно з вихідними  даними).

2.3.1.3. Кількість паливно-повітряної суміші М_l, що одержують з 1кг палива:

 

М₁ = α∙L₀ + 1/m_т, кмоль/кг                                    (2.14)

 

М₁ = 1,6· 0,497 + 1/190 = 0,800  кмоль/кг                                   

 

де  μ_т – молекулярна маса палива, кг/кмоль. Відомо, що m_т = 110...120 – для бензинів і 180...200 кг/кмоль – для дизельних палив.

 

2.3.1.4. Після згоряння М₁ паливно-повітряної суміші утворюється деяка кількість М₂ продуктів згоряння. А саме, при α > 1:

 

, кмоль/кг,                             (2.15)

 

 кмоль/кг,                            

та при α < 1:

, кмоль/кг                (2.16)

 

2.3.1.5.  Зміна кількості кмолів газу в циліндрі веде до зміни тиску навіть при незмінній температурі. Ця зміна оцінюється хімічним коефіцієнтом молекулярної зміни β₀:

 

β₀ = М₂/М₁.                                                    (2.17)

 

β₀ = 0,829/0,800 = 1,0354

 

В реальному циклі двигуна  горюча суміш розріджується залишковими  газами від попереднього циклу, які  не беруть участі в хімічних реакціях і дещо зменшують коефіцієнт молекулярної зміни. Дійсний коефіцієнт молекулярної зміни β з урахуванням впливу залишкових газів підраховується як:

 

β = (β₀ + γ_r)/(1 + γ_r).                                              (2.18)

 

β =(1,035+0,0354)/(1+0,0354) = 1,034

2.3.2. Рівняння процесу згоряння

В залежності від типу двигуна  рівняння згоряння має деякі особливості. Так, для карбюраторних двигунів при α ≥ 1:

Для дизелів:

 

                        (2.19)

 

 де: μС_vz і μС_рz – мольні теплоємності продуктів згоряння при постійному об'ємі і постійному тиску, відповідно, у кДж/(кмоль∙град);

μС_vc – мольна теплоємність суміші газів в кінці стиску, кДж/(кмоль∙град);

λ = Р_z/Р_c – ступінь підвищення тиску в процесі згоряння; (λ =1,66)

Т_z і P_z – температура (˚К) і тиск (МПа) в кінці згоряння;

Q_н – нижча теплота згоряння палива у кДж/кг;

ζ – коефіцієнт використання тепла, який за експериментальними даними для режиму роботи двигуна з повним навантаженням має значення

ζ = 0,9 –– для дизелів;

 

2.3.2.1. Мольні теплоємності у кДж/(кмоль·град) визначають наближено, використовуючи лінійну апроксимацію залежності теплоємності газів від температури. Для суміші газів у кінці стискування:

 

μС_vс = 20,16 + 1,74·10^-3·Т_с,                                          (2.20)

μС_vс = 20,16 + 1,74·10^-3·857,978 = 21,653  кДж/(кмоль·град)

 

Для продуктів згоряння мольні теплоємності μС_pz записують у вигляді лінійного рівняння виду А + В·Т_z, яке і підставляють у рівняння згоряння:

 

μС_pz = 8,314 + (20,2 + 0,92/α) + (15,5 + 1З,8/α)·10^-4·Т_z               (2.21)

коефіцієнти                            А                                     В 

 

μС_pz = 8,314 + (20,2 + 0,92/1,6) + (15,5 + 1З,8/1,6)·10^-4 = 29,0914

 

А = 8,314 + (20,2 + 0,92/1,6) = 29,089

 

В = (15,5 + 1З,8/1,6)·10^-4 = 0,002413

Тиск в кінці згорання визначаємо за формулою:

 

Р_z = p_c ·λ = 3,556· 1,66 = 5,903 МПа

 

2.4. Процес розширення

Початок розширення співпадає  з ВМТ. У дизелів розширення протікає у дві стадії:

– розширення при постійному тиску (при догорянні палива), або  попереднє розширення (початок у  точках і , які співпадають з ВМТ) та

– розширення по політропі  – остаточне розширення (початок  у точках Р_z і Т_z).

2.4.1. Ступінню попереднього розширення ρ для дизеля називають відношення об'єму в кінці згоряння V_ρ до об'єму камери згоряння V_с і визначають його за формулою:

 

ρ = V_ρ/V_с = (β·Т_z)/(λ·Т_с),                                           (2.22)

 

ρ = (1,0344·2166,503)/(1,66·858,978) = 1,573

 

 

2.4.2. Ступінню остаточного розширення δ для дизеля є відношення об'єму в кінці розширення V_b до об'єму V_ρ. Ступінь остаточного розширення визначається як:

 

δ = V_b/V_ρ = V_а/V_р = ε/ρ,                                            (2.23)

 

                                      δ = 14,6/1,573 = 9,281

 

 

2.4.3. Тиск і температура в кінці розширення Р_b і Т_b визначаються за формулами (2.32...2.35) при підстановці V_х = V_b. Враховуючи, що V_b/V_c = ε, а V_b/V_ρ = δ, одержуємо відповідно для дизеля:

 

                                   P_b = P_z/δⁿ², МПа                                                   (2.24)

 

P_b = 5,903/9,281^1,296 = 0,329  МПа

 

                                         T_b = T_z/δ^{(n2 -1)}, ˚К                                               (2.25)

 

T_b = 2166,503/9,281^1,296-1 = 1119,2 К

 

2.4.4. Значення показника політропи розширення n₂ у курсовій роботі рекомендується знаходити через частоту обертання колінчастого валу двигуна n за формулою, уже згаданого вище, професора Петрова:

 

n₂ = 1,22 + 130/n                                                 (2.26)

 

n₂ = 1,22 + 130/1700 = 1,296

 

Орієнтовні значення параметрів газів у кінці розширення для  автотракторних двигунів становлять:

 

Р_b = 0,3...0,5 МПа   і   Т_b = 1100...1200˚К – для дизелів БН,

 

2.5. Процес випуску  (очистки циліндра)

При проектуванні двигуна  вважають, що у процесі випуску  тиск газів у циліндрі залишається  незмінним, його значення Р_r дорівнює прийнятому на початку теплового розрахунку (у пункті 2.1.2.).