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 |
Построение индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма двигателя внутреннего сгорания строится с использованием данных расчета рабочего процесса. При построении масштабы диаграммы рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы получить высоту, равную 1,2…1,7 ее основания. В начале построения (рис. 2 и 3) на оси абсцисс откладывается отрезок АВ, соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине, равный ходу поршня в масштабе ms, который в зависимости от величины хода поршня может быть принят 1:1; 1,5:1 или 2:1. Соответствующий объему камеры сгорания отрезок . Для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты (рис. 3), отрезок . При построении диаграммы рекомендуется выбирать масштабы давлений mp, равные 0,02; 0,025; 0,04; 0,05; 0,07… 0,10 МПа, в мм. Затем по данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках a, c, z ¢, z, в, r. Построение политропы сжатия и расширения можно производить аналитическим или графическим методом. При аналитическом методе (см. рис.2.) вычисляется ряд точек для промежуточных объемов, расположенных между Vc и Va и между Vz и V в по уравнению политропы . Для политропы сжатия , откуда где px, Vx - давление и объем в искомой точке процесса сжатия. Отношение Va / Vx изменяется в пределах 1…e. Аналогично для политропы расширения . Для карбюраторных двигателей отношение Vв /Vx изменяется в интервале 1…e, а для дизелей - 1…d. При аналитическом методе построения диаграммы определение ординат расчетных точек политроп сжатия и расширения удобно производить в табличной форме. Соединяя точки а и с с плавной кривой, проходящей через политропы сжатия, а точки z и b кривой, проходящей через точки политропы расширения, и соединяя точки с с z, и точки в с а прямыми линиями (при построении диаграммы дизеля точка с соединяется прямой линией с точкой z ', a z ' с z, (см. рис. 3), получаем расчетную индикаторную диаграмму (без учета насосных ходов). Процессы выпуска и впуска принимаются протекающими при p =const и \ =const. При графическом методе (по наиболее распространенному способу Брауэра) политропы сжатия и расширения строят следующим образом (см. рис. 3). Из начала координат проводят луч ОС под произвольным углом a к оси абсцисс (рекомендуется брать a=15°). Далее из начала координат проводят лучи ОД и ОЕ под определенными углами b1 и b2 к оси ординат. Эти углы определяются из соотношений
, где n1 и n2 - показатели политропы сжатия и расширения. Политропу сжатия строят с помощью лучей ОС и ОД. Из точки С проводят горизонталь до пересечения с осью ординат, из точки пересечения - линию под углом 45° к вертикали до пересечения с лучом ОД и вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки С проводят вертикальную линию до пересечения с лучом ОС, из точки пересечения под углом 45° к вертикали линию до пересечения с осью абсцисс и вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой 1 политропы сжатия. Точка 2 находится аналогичным путем при выборе точки 1 за начало построения. Далее построение повторяется до тех пор, пока очередная точка не расположится правее точки а. Через полученные точки проводят тонкими линиями кривую, представляющую собой линию сжатия. Линии сжатия и расширения обязательно должны проходить через точки a и в соответственно. Если хотя бы одна из этих точек окажется не на линии, то необходимо проверить построение и вычисление и устранить ошибки. Полученные диаграммы (см. рис. 2 и 3) являются расчетными индикаторными диаграммами, по которым можно определить , (5) где F ¢ - площадь диаграммы ас (z ¢) z ва,мм2; Mp - масштаб давлений, мм; АВ - отрезок, мм. Значение p ¢ i, полученное по формуле (5), должно быть равно значению p ¢ i, полученному в результате теплового расчета по формуле (3). Действительная индикаторная диаграмма ас ¢ c ¢¢ z д в ¢ в ¢¢ z а отличается от расчетной, так как в реальном двигателе за счет опережения зажигания или впрыска топлива (точка с ¢) рабочая смесь воспламеняется до прихода поршня в в.м.т. (точка f) и повышает давление в конце процесса сжатия (точка с ¢¢). Процесс видимого сгорания происходит при изменяющемся объеме и протекает по кривой c ¢¢ z д для карбюраторных двигателей (см. рис. 2) или по прямым cz ¢ и z ¢ z для дизеля (см. рис. 3); открытие выпускного клапана до прихода поршня в н.м.т. (точка в ¢) снижает давление в конце расширения (точка в ¢¢, которая обычно располагается между точками в и а). Для правильного определения местоположения указанных точек необходимо
установить взаимосвязь между углом поворота j коленчатого вала и перемещением поршня Sx. Эта связь устанавливается на основании выбора длины шатуна Lш и отношения радиуса кривошипа R к длине шатуна lш = R/Lш. По индикаторной диаграмме для проверки теплового расчета и правильности построения диаграммы ас ¢ c ¢¢ z д в ¢ в ¢¢ а определяется где F - площадь диаграммы ас ¢ c ¢¢ z д в ¢ в ¢¢ а. 3. Примеры теплового расчета двигателей 3.1. Тепловой расчет карбюраторного двигателя Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для легкового автомобиля. Эффективная мощность двигателя N e = 60 кВт при частоте вращения коленчатого вала n = 5600 об/мин. Двигатель четырехцилиндровый, i =4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия e = 8,5. Тепловой расчет При проведении теплового расчета для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3-4 основных режима. Для карбюраторных двигателей такими режимами являются: 1) режим минимальной частоты вращения nmin = 600 … 1000 об/мин, обеспечивающий устойчивую работу двигателя; 2) режим максимального крутящего момента при nM = (0,4—0,6) nN; 3) режим максимальной (номинальной) мощности при nM ; 4) режим максимальной скорости движения автомобиля при nmax = (1,05 - 1,20) nM. С учетом приведенных рекомендаций и задания (nM = 5600 об/мин) тепловой расчет последовательно проводится для n = 1000, 3200, 5600 и 6000 об/мин. Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия e = 8,5 можно использовать бензин марки АИ-93. Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива С = 0,855; Н =0,145 и m Т =115 кг/кмоль. Низшая теплота сгорания топлива Параметры рабочего тела. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива
Коэффициент избытка воздуха устанавливается на основании следующих соображений. На современных двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы, обеспечивающие получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристике. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующей регулировке как мощностной, так и экономичный состав смеси. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при, позволяет принять a = 0,96 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения a = 0,96 (см. п.2.3.5 рис. 1).
Количество горючей смеси
при n = 1000 об/мин
при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К = 0,5 и принятых скоростных режимах:
при n = 1000 об/мин
при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин Общее количество продуктов сгорания при n =1000 об/мин Проверка: при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин Проверка: Параметры окружающей среды и остаточные газы. Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува и
Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия e = 8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при a = const. но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая, что при n = 1000 об/мин, a = 0,86, а на остальных режимах a = 0,96, принимается (рис. 1): n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; Т r = 900; 1000; 1060; 1070 К. Давление остаточных газов pr за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на номинальном скоростном режиме . Тогда Отсюда получим: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; pr = 0,1040; 0,1082; 0,1180; 0,1201 МПа. Процесс впуска. Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается Тогда Далее получим: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; AT = 19,5; 14; 8; 7 °С. Плотность заряда на впуске где - универсальная газовая постоянная для воздуха. Потери давления на впуске. В соответствий со скоростным режимом двигателя (n = 5600 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять и . Тогда
Отсюда получим: при n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Давление в конце впуска n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; pa = 0,0995; 0,0951; 0,0850; 0,0828 МПа. Коэффициент остаточных газов. При определении g r 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 (nmin = 1000 об/мин) 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 (см. п.2.3.5 рис. 1). Тогда . При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Температура в конце впуска При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Коэффициент наполнения . При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Процесс сжатия. Средний показатель адиабаты сжатия k 1 при e = 8,5 и рассчитанных значениях Та определяется по графику (см. рис. 4), а средний показатель политропы сжатия n 1 принимается несколько меньше k 1.
Для определения k 1 проводят вертикальную прямую из точки на оси e, соответствующей выбранной степени сжатия для двигателя до кривой, соответствующей температуре Та. Из точки пересечения проводят горизонтальную линию до вертикальной оси и определяют искомое значение k 1. При выборе n 1 учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n 1 уменьшается по сравнению с k 1 более значительно: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; k 1 = 1,3767; 1,3771; 1,3772; 1,3772; Та = 341, 338, 337, 337 К; n 1 = 1,370; 1,376; 1,377; 1,377. Давление в конце сжатия При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Температура в конце сжатия При n = 1000 об/мин
при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия: а) свежей смеси (воздуха) , где n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; tc = 480; 483; 482; 482 °С; б) остаточных газов - определяется методом экстраполяции по табл. 1 приложения, при n = 1000 об/мин, и где 23,303 и 23,450 - значения теплоемкости продуктов сгорания при 400°С соответственно при и взятые по табл. 1 приложения. где 23,707 и 23,867 - значения теплоемкости продуктов сгорания при 500°С соответственно при и взятые по табл. 1 приложения. Теплоемкость продуктов сгорания при при n = 3200 об/мин, ; определение производится аналогично методом экстраполяции по табл. 1. приложения
в) рабочей смеси . При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин
Процесс сгорания. Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси При n = 1000 об/мин
при n = 3200 об/мин
при n = 5600 об/мин
при n = 6000 об/мин
Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива: При n = 1000 об/мин при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин Теплота сгорания рабочей смеси При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания При n =1000 об/мин при n = 3200, 5600 и 6000 об/мин Величина коэффициента использования теплоты xz при n = 5600 и 6000 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается, а при n = 1000 об/мин xz интенсивно уменьшается в связи с увеличением потерь тепла через стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. Поэтому при изменении скоростного режима xz ориентировочно принимается (рис. 37) в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; xz = 0,82; 0,92; 0,91; 0,89. Температура в конце видимого процесса сгорания При n = 1000 об/мин откуда при n = 1000 об/мин откуда при n = 5600 об/мин откуда при n = 1000 об/мин откуда Максимальное давление сгорания теоретическое При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Максимальное давление сгорания действительное n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; = 5,8256; 6,1951; 5,5021; 5,2744 МПа. Степень повышения давления
n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; l = 3,672; 4,033; 4,000; 3,936. Процессы расширения и выпуска. Средний показатель адиабаты расширения k 2 определяется по номограмме (см. рис. 5а) при заданном e для соответствующих значений a и Tz. Определение k 2 по номограммам производится следующим образом: по имеющимся значениям e (или d для дизеля) и Т z определяют точку, которой соответствует значение k 2 при a = 1. Для нахождения значения k 2 при заданном a необходимо полученную точку перенести по горизонтали на вертикаль, соответствующую a = 1, и далее параллельно вспомогательным кривым до вертикали, соответствующей заданному значению a. На рис. 5а и 5б показано определение k 2 для рассчитываемых карбюраторного двигателя и дизеля. А средний показатель политропы расширения n 2 оценивается по величине среднего показателя адиабаты: n = 1000; 3600; 5600; 6000 об/мин; a = 0,86; 0,96; 0,96; 0,96; Т z = 2537; 2875; 2848; 2803 К; k 2 = 1,2605; 1,2515; 1,2518; 1,2522; n 2 = 1,260; 1,251; 1,251; 1,252. Давление и температура в конце процесса расширения и При n = 1000 об/мин и при n = 3200 об/мин и при n = 5600 об/мин и при n = 6000 об/мин и Проверка ранее принятой температуры остаточных газов: При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин
при n = 6000 об/мин где D - погрешность расчета. На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%. Индикаторные параметры рабочего цикла. Теоретическое среднее индикаторное давление При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Среднее индикаторное давление где коэффициент полноты диаграммы принят n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; pi = 1,0864; 1,2044; 1,0675; 1,0176 МПа.
Индикаторный к. п. д. и индикаторный удельный расход топлива и При n = 1000 об/мин
при n = 3200 об/мин
при n = 5600 об/мин
при n = 6000 об/мин
Эффективные показатели двигателя. Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров до шести и отношением S / D < 1 Предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм, получим тогда а на различных скоростных режимах: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; V п.ср = 2,6; 8,32; 14,56; 15,6 м/с; p м = 0,0634; 0,1280; 0,1985; 0,2103 МПа. Среднее эффективное давление и механический к. п. д. и n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; pi = 1,0864; 1,2044; 1,0675; 1,0176 МПа; pe = 1,0230; 1,0764; 0,8690; 0,8073 МПа; hm = 0,9416; 0,8937; 0,8141; 0,7933. Эффективный к. п. д. и эффективный удельный расход топлива и . n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; h i = 0,3060; 0,3612; 0,3341; 0,3249; h e = 0,2881; 0,3228; 0,2720; 0,2577; ge = 284; 254; 301; 318 г/(кВт×ч). Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя Рабочий объем одного цилиндра Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S =78 мм, то Окончательно принимается D = 78 мм и S = 78 мм. Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S: ; ;
n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; pe = 1,0230; 1,0764; 0,8690; 0,8073 МПа; Ne = 12,70; 42,77; 60,42; 60,14 кВт; Me = 121,3; 127,7; 103,1; 95,8 Н.м; GT = 3,607; 10,864; 18,186; 19,125 кг/ч. Литровая мощность двигателя Построение индикаторной диаграммы. Индикаторную диаграмму (см. п.2.3.10 рис.2) строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при и Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня масштаб давлений Приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания (рис. 2):
Максимальная высота диаграммы (точка z) Ординаты характерных точек:
Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом: а) политропа сжатия . Отсюда где б) политропа расширения . Отсюда Результаты расчета точек политроп приведены в табл. 15. Расчетные точки политроп показаны на рис. 2 только для наглядности. При выполнении практических расчетов на диаграмме их не показывают. Теоретическое среднее индикаторное давление где - площадь диаграммы aczba на рис. 2. Величина полученная планиметрированием индикаторной диаграммы, очень близка к величине полученной в тепловом расчете. Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный (), то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения до-зарядки в пределах, принятых в расчете. В связи с этим начало открытия впускного клапана (точка r ') устанавливается за 18° до прихода поршня в в. м. т., а закрытие (точка а") - через 60° после прохода поршнем н. м. т.; начало открытия выпускного клапана (точка b ') принимается за 55° до прихода поршня в н. м. т., а закрытие (точка а') - через 25° после прохода поршнем в. м. т. Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения зажигания q принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r ', а', а", с', f и b ' по формуле для перемещения поршня: Таблица 15
где l - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Выбор величины l производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается . Расчеты ординат точек r ', а', а", с', f и b ' сведены в табл. 16.
Таблица 16
Положение точки с" определяется из выражения Действительное давление сгорания Нарастание давления от точки с" до z д составляет или где 12° - положение точки z д по горизонтали (для упрощения дальнейших расчетов можно принять, что действительное максимальное давление сгорания pz д достигается через -10° после в. м. т., т. е. при повороте коленчатого вала на 370°). Соединяя плавными кривыми точки r с а', с' с с" и далее с z д и кривой расширения, b ' с b " (точка b " располагается обычно между точками b и a) и линией выпуска b " r ' r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra ' ac ' fc " z д b ' b " r. Тепловой баланс Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; GT = 3,607; 10,864; 18,186; 19,125 кг/ч; Q 0= 44020; 132570; 221920; 233380 Дж/с. Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с: n = 1000; 3200; 5600; 6000 об/мин; Q e = 12 700; 42 770; 60 420; 60 140 Дж/с. Теплота, передаваемая охлаждающей среде: где - коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчете принято ; i - число цилиндров; D - диаметр цилиндра, см; n - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; - показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при , , а на всех остальных скоростных режимах - . При n = 1000 об/мин при n = 3200 об/мин при n = 5600 об/мин при n = 6000 об/мин Теплота, унесенная с отработанными газами:
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2021-02-07; просмотров: 220; 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 - 3.17.157.190 (0.421 с.) |