Основы теории трактора и автомобиля (стр. 3 из 7)
pa = pк - Dpa (17)
Величина потерь давления на впуске зависит от параметров впускаемого тракта и быстроходности двигателя и лежит в пределах:
Dpa = (0,04...0,18)p0 - для дизельных двигателей без наддува.
На ПВЭМ Dpк рассчитываем по эмпирической формуле: для дизельных двигателей без наддува
Dpa = (0,01 + 3 ×10 -3nн) p0 (18)
При этом для дизельных двигателей без наддува принимаем:
p0= 0,1МПа, Тк = Т0= 288К.
Т’к = Тк + DТ (19)
(20) 
(21) 
(22)Значениями pr и Tr входящими в формулы (20)...(22) предварительно задаемся:
pr = (1,05...1,25) p0 - для двигателей без турбонаддува;
Тr= 700...950К - для дизельных ДВС.
При этом большие значения pr принимаем для высокооборотных двигателей. Задаваясь величиной Тr, учитываем, что при увеличении степени сжатия она снижается, а при увеличении оборотов - возрастает. Величина Тr корректируется после расчета процесса выпуска.
2.2.2 Процесс сжатия
При расчете процесса сжатия определяем давление и температуру в конце процесса сжатия, полагая, что сжатие представляет собой политропный процесс с показателем политропы n1.
pc= pae 
(23)
Тс = Таe 
(24)
Величина среднего значения показателя политропы n1 зависит от степени сжатия, быстроходности двигателя, теплообмена и других факторов. Для дизельных двигателей его значение лежит в пределах:
n1 = 1,34...1,39.
В программе расчета на ПЭВМ для определения n1, используем эмпирические формулы:
для дизельных двигателей
n1=1,368-[1,5×10-4+2×10-6(e-1)](Tа-400)-1,5×10-3(e-10)+0,002*(nен-30) (27)
2.2.3 Процесс сгорания
В процессе сгорания достигаются максимальные значения давления и температуры рабочего тела в цикле, определение которых и составляет основную задачу расчета процесса сгорания.
При расчете учитываем состав топлива и качество горючей смеси, а также способ смесеобразования, который влияет на выбор степени повышения давления lр.
(26 ) 
(27) 
(28) 
, при a< 1 (29) 
, при a>=1 (30) 
(31) 
(32) 
(33) 
(34)Температуру в конце видимого процесса сгорания Тz определяем из уравнения сгорания, которое имеет вид:
xZHр.см + (Сvc + 8,314lp) Тc = m (Сvz + 8,314)Тz(35)
После подстановки приближенных эмпирических выражений для теплоемкостей:
CVc= 20,16 + 1,728 10-3 Тс; (36)
CVz=(18,4+2,6a)+(1,549+1,382/a)10-3Тz, при a< 1; (37)
CVz=(20,10+0,92/a)+(1,549+1,382/a)10-3Тz, при a>1; (38)
уравнение сгорания приводим к виду
АTz2 + ВТz + F = 0 . (39)
Отсюда:
(40)где, коэффициенты определяются выражениями:
A = (1,549 + 1,382/a)10-3;
B = (28,414 + 0,92/a)m; (41)
F = -(0,82Hрс + 20,16 Тc+ 8,314 Тclp + 1,728Tc210 –3)
рz = lр pс - для дизельных ДВС (42)
r = m Т/ lр Тc. (43)
2.2.4 Процесс расширения
При расчете полагается, что расширение является политропным процессом с постоянным показателем политропы n2.
рв=рz/d
(44) 
(45)Значение среднего показателя политропы n2 , также как и n1 , зависит от многих факторов и лежит в пределах:
n2 =1,24...1,30 - для дизельных ДВС.
В программе расчета их находим по эмпирическим формулам:
n2 = 1,263 - 2,6*10-5 (Tz - 2000) + 4*10-4d+ 0,028( a - 1) (46)
2.2.5 Процесс выпуска
Значениями давления рb и температуры Тb в конце процесса задаем на начальной стадии теплового расчета.
Проверку ранее принятой температуры остаточных газов производим по формуле:
(47)Если полученное по этой формуле значение Тr существенно отличается от принятого ранее (dTr > 10%),то корректируем расчет процессов цикла при уточненном значении Тr , принятом предварительно в разделе 2.2.1.
В программе расчета величина отклонения Тrдопускается не более 10К.
2.2.6 Расчет индикаторных показателей
Индикаторными показателями оценивают энергетические возможности, качество и эффективность рабочего цикла.
(48) 
(49) 
(50)Значение коэффициента полноты индикаторной диаграммы принимается в пределах:
g= 0,92...0,95 - для дизельных двигателей.
2.2.7 Расчет эффективных показателей и определение основных размеров двигателя
Cредняя скорость поршня
Wп ср = 2×10 -3S×neн
м/с. (51)Для современных двигателей W n ср = 5,5...10,5 м/с.
Определяем среднее условное давление механических потерь двигателя, включающие внутренние потери. Внутренние потери включают все виды механического трения, потери на газообмен, на привод вспомогательных механизмов (вентилятор, генератор, топливный, водяной и масляный насосы и др.) вентиляционные потери (движение деталей в среде воздушно-масляной эмульсии и в воздухе), газодинамические потери в дизелях с разделенными камерами сгорания.
Так как до 80 % всех механических потерь составляют потери на трение, то с приближением принимаем, что среднее условное давление механических потерь
pмп=a+b Wnср
Мпа. (52)где а и в - коэффициенты, зависящие от типа, конструкции, размеров, числа цилиндров и теплового состояния двигателей и приведены в таблице 3;
Wn ср - средняя скорость поршня, м/с.
Таблица 3. Значение коэффициентов a и b
| Типы двигателя | а, МПа | b, МПа |
| Дизели с нераздельной камерой сгорания | 0,089 | 0,012 |
Зная эффективную мощность, литраж двигателя и номинальную частоту вращения коленвала, определяем среднее эффективное давление:
МПа, (53)Vh - рабочий объем цилиндра, л;
i - число цилиндров;
ne - частота вращения коленвала, с -1;
t - коэффициент тактности (t = 4 - для 4-х тактных двигателей);
N eн - номинальная мощность двигателя, кВт.
Среднее эффективное давление - условное постоянное давление газов за ход поршня совершающее работу, равную эффективной работе цикла.
Рабочий объем одного цилиндра (л):
Vh = Vл / i
л. (54)Для определения диаметра цилиндра D задаемся величиной S/D. В работе это отношение принимаем как у прототипа. У автотракторных двигателей
S/D = 0,9...1,3.
Диаметр цилиндра рассчитываем:
мм (57)В соответствии с протатипом принимаем D
мм.Механический КПД двигателя:
(56)Этот показатель характеризует степень использования работы, совершаемой газами внутри цилиндра для получения полезной работы на валу двигателя.
Эффективный КПД:
h e = hihмп 
(57)
Эффективный крутящий момент для номинального режима:
нм. (58)Здесь N e приводим в кВт, ne - в с-1 .
В качестве одного из показателей, характеризующих форсировку двигателя используется литровая мощность