Метод_КР_бензин(ПСО)
.pdfСредняя скорость поршня Vп.ср = S×nном / 30 = |
м/с. |
||||
1.9.2. Рассчитываем среднее эффективное давление: |
|
||||
Ре = Рi – Pm |
|
|
МПа. |
||
1.9.3. Рассчитываем механический КПД: |
|
||||
м |
Ре |
1 |
Рм |
|
|
|
Рi |
|
|||
|
Рi |
|
|||
Его величина составляет для бензиновых двигателей ηм = 0,70…0,85.
1.9.4. Определяем эффективную мощность:
Ne |
PeVл n |
кВт. |
|
120 |
|||
|
|
1.9.5. Определяем эффективный КПД:
ηе= ηi∙ηм
Он составляет для двигателей с искровым зажиганием составляет ηе =
0,18…0,30.
1.9.6. Определяем эффективный удельный расход топлива:
ge geN |
|
3600 |
г/кВт∙ч. |
|
H u e |
||||
|
|
|
Для бензиновых ДВС данный параметр должен быть ge = 300…370
г/кВт∙ч.
1.9.7. Эффективный крутящий момент:
M e |
3 |
|
Ne |
104 |
|
|
|
Hм |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
nном |
|
|
|
|
|||
1.9.8. Расход топлива: Gт= Ne ge 10–3 |
кг/ч |
||||||||
1.9.9. Литровая мощность: N ë |
|
Ne |
|
кВт/дм3 |
|||||
Vë |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
1.10 Построение индикаторных диаграмм в координатах (P-V)
После определения параметров рабочего тела в характерных точках цикла строится теоретическая индикаторная диаграмма в координатах р–V . На оси абсцисс откладываем произвольный отрезок, изображающий в каком-либо
11
масштабе объем камеры сжатия Vс; этот отрезок принимается за единицу. Далее откладываются в принятом масштабе объемы:
Vz = ρ∙Vc и Vа = ε∙Vc = Vc +Vh
Выбрав масштаб давления, на оси ординат откладываем величины р0, ра,
рz/= рz, рв и рr. Обычно масштаб давлений выбирают так, чтобы высота диа-
граммы была больше длины в 1,2…1,5 раза. Рекомендуется выбирать масштаб объема из следующих соображений: 10 мм – для индикаторной диаграммы ди-
зеля, 20 мм – для индикаторной диаграммы бензинового двигателя. Через точки z/ и z, r, a проводят прямые, параллельные оси абсцисс. Точка с и z/, b и а со-
единяют прямыми, параллельными оси ординат. Точка а и с соединяются лини-
ей процесса политропы сжатия, а точки z и b – линией процесса политропы расширения. Построение линий процессов политропного сжатия и расширения может быть выполнено аналитическим или графическим методом.
Аналитический метод. Для построения линий процессов политропного сжатия а – с и расширения z – b необходимо определить давление в нескольких промежуточных точках между а и с , z и b. Для этого необходимо задаться не-
сколькими промежуточными значениями объема в интервале рабочего хода поршня, например Vx1, Vx2, Vx3 и т.д. Тогда давления для этих значений объемов составляют:
- для процесса политропного сжатия
|
|
V |
n1 |
|
|
||
P |
P |
|
|
a |
|
; P |
|
|
|
|
|||||
x |
a |
V |
|
|
x |
2 |
|
1 |
|
|
|
|
|
||
|
|
x1 |
|
|
|||
|
|
V |
n1 |
|
|
|
V |
n1 |
||
P |
|
|
a |
|
; P P |
|
|
a |
. |
|
|
|
|
|
|||||||
a |
V |
|
|
x |
a |
V |
|
|
||
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
x2 |
|
|
|
x3 |
||||
- для процесса политропного расширения
|
|
|
V |
n2 |
|
|
P / |
P |
|
|
b |
|
; P / |
|
|
|||||
x 1 |
b |
V |
|
|
x 2 |
|
|
|
|
|
x1 |
|
|
|
|
V |
n2 |
|
|
|
V |
n2 |
||
P |
|
|
b |
|
; P / |
P |
|
|
b |
. |
|
|
|
|
|||||||
b |
V |
|
|
x 3 |
b |
V |
|
|
||
|
|
|
x2 |
|
|
|
|
|
x3 |
|
Через точки а, с и полученные промежуточные точки x1, x2, x3 и т.д. про-
водят (с помощью лекала) плавную кривую – политропу сжатия. Через точки b, z и полученные промежуточные точки x1/, x2/, x3/ и т.д. проводят другую плав-
ную кривую – политропу расширения.
12
1.11.Тепловой баланс
1.11.1. Доля теплоты, затраченная на полезную работу, определена в теп-
ловом расчете ηе.
1.11.2. Доля теплоты, потерянная в бензиновых ДВС при α<1 из-за недо-
горания топлива: |
Hu |
|
H u |
|
||||||||||||||||||
|
Hu |
|
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1.11.3. Доля теплоты, унесенная с отработавшими газами: |
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
отр.г |
|
|
|
Qотр.г |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
Hu |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
Для бензиновых двигателей: |
|
|||||||||||||||||
Q |
M |
2 |
I // |
|
tо тр. г M |
I |
|
|
ta |
|
||||||||||||
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
|||||||||||||||||||||
|
отр.г |
|
|
|
|
|
|
t0 |
|
1 |
|
|
0 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рассчитаем температуру отработавших газов: |
|
|||||||||||||||||
t |
|
|
|
|
Tb |
1 |
|
Pr |
(n |
|
1) |
273 |
ºС |
|||||||||
отр.г |
|
|
2 |
|||||||||||||||||||
|
|
n2 |
|
|
|
|
Pb |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
Определяем энтальпию отработавших газов: |
|
|||||||||||||||||
|
tо тр.г 8,315t |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
I // |
|
tо тр.г U // |
отр.г |
кДж / кмоль. |
||||||||||||||||||
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
t0 |
|
|
|
|
|
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Для определения Ua// пользуются табл. 3.
Таблица 3. Внутренняя энергия продуктов сгорания бензина Ua// , кДж/кмоль
α |
Воздух |
0,85 |
0,9 |
0,95 |
1,00 |
1,05 |
1,1 |
|
tотр.г |
α→∞ |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем энтальпию топливо - воздушной смеси в конце впуска:
I |
|
ta |
(20,6 2,638 10 3 t |
a |
)t |
a |
8,315t |
a |
|
t0 |
|
|
|
кДж/кмоль.
1.11.4.Доля тепла, передаваемая охлаждающей среде:
îõë . 1 ( e Hu îòð . )
13
1.12.Скоростная характеристика двигателя
1.12.1.Для бензинового двигателя построение внешней скоростной ха-
рактеристики ведется в интервале nmin < nx < nmax , например, шагом 1000 мин–1,
где nmin = (600÷1000) мин–1, nmax = (1,05÷1,2) nNe мин–1и nNe = nnom .
Принимаем следующие значения частот вращения коленчатого вала:
nmin = мин–1, nmax = мин–1 (nNe = nnom) и определяем основные параметры по следующим эмпирическим соотношениям:
Мощность двигателя:
Ne1 =
Ne2 =
Ne3 =
Ne4 =
Ne5 =
Ne6 =
Ne 7 =
Ne8 =
Крутящий момент:
Me1 =
Me2 =
Me3 =
Me4 =
Me5 =
Me6 =
|
nx |
|
|
nx |
|
|
nx |
|
2 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Nex Ne n |
|
1 |
n |
|
|
n |
|
|
|
|
, кВт |
|||
|
|
Ne |
|
|
Ne |
|
|
|
Ne |
|
|
|
||
M ex |
3 10 |
4 |
Nex |
, Нм |
|
||||
|
|
|
nx |
|
14
Me7 =
Me8 =
Среднее эффективное давление двигателя: |
P |
|
30 |
N |
|
, МПа |
|
ex |
|||||
|
ex |
|
Vë nx |
|
||
|
|
|
|
|
||
Ре1 =
Ре2 =
Ре3 =
Ре4 =
Ре5 =
Ре6 =
Ре7 =
Ре8 =
Среднее давление механических потерь: |
P |
A |
 |
|
S nx |
, МПа |
ì |
|
|||||
|
ìõ |
ì |
|
30 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Рм1 =
Рм2 =
Рм3 =
Рм4 =
Рм5 =
Рм6 =
Рм7 =
Рм8 =
Среднее индикаторное давление: |
Pix Pex Pìõ , МПа |
Рi1 =
15
Рi2 =
Рi3 =
Рi4 =
Рi5 =
Рi6 =
Рi7 =
Рi8 =
|
|
|
nx |
|
|
nx |
|
2 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Удельный эффективный расход топлива: |
gex geN 1,2 |
1,2 n |
|
|
n |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
Ne |
|
|
|
Ne |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
ge1 = ge2 = ge3 = ge4 = ge5 = ge6 = ge7 = ge8 =
Часовой расход топлива: Gтх = gexNex×10–3 , кг/ч.
Gт1 =
Gт2 =
Gт3 =
Gт4 =
Gт5 =
16
Gт6 =
Gт7 =
Gт8 =
Полученные результаты заносятся в таблицу 4. По этим данным строится внешняя скоростная характеристика двигателя: зависимости Ne, Me, Pe, Gт , ge от частоты коленчатого вала (nx). На скоростной характеристике необходимо вы-
делить четыре характерных режима соответствующие: максимальной частоте вращения (nmax ); максимальной мощности (nном); максимальному крутящему моменту (nMe max); наименьшей устойчивой частоте вращения (nmin).
Таблица 4
Результаты расчета внешней скоростной характеристики
nx, |
Ne, |
Me, |
Pe, |
Pm, |
Pi, |
ge, |
Gт , |
об/мин |
кВт |
Нм |
мПа |
мПа |
мПа |
г/кВт∙ч |
кг/ч |
nmin = |
|
|
|
|
|
|
|
n1 = |
|
|
|
|
|
|
|
n2 = |
|
|
|
|
|
|
|
n3 = |
|
|
|
|
|
|
|
n4 = |
|
|
|
|
|
|
|
n5 = |
|
|
|
|
|
|
|
nном = |
|
|
|
|
|
|
|
nmax = |
|
|
|
|
|
|
|
17
2.ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
2.1.Расчет сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме.
2.1.1.Построение развернутой индикаторной диаграммы в координатах
р–α.
Перестройку индикаторной диаграммы из р–V в развернутую диаграмму удельных давлений, действующих на поршень, проще выполнить графическим методом Брикса. Метод Брикса заключается в том, что на длине хода поршня построенной индикаторной диаграммы в координатах р–V описывают полуок-
ружность с центром в точке О.
Для учета влияния длины шатуна откладывают от центра полуокруж-
ность (точки О) по направлению к нижней мертвой точки бицентровую поправ-
ку Брикса в масштабе диаграммы:
а |
|
ход поршня (мм) (по заданию) |
= |
|
|||
ход поршня (мм) (по нидикаторной диаграмме) |
|||
Тогда ОО1 |
R = |
мм |
|
|
|
2 a |
|
где R – радиус кривошипа (для центрального КШМ);
λ = R / L – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Из точки О1 проводят ряд лучей (рекомендуется не менее 5) под углами α1
= α2 = α3 = 30º … до пересечения с полуокружностью. Проекции концов этих лучей на линии процессов всасывания, сжатия, расширения и выпуска указы-
вают, какие точки рабочего процесса соответствуют тем или иным углам пово-
рота коленчатого вала. При построении развернутой индикаторной диаграммы после ее скругления определяют максимальные значения сил от давления газов
Ргmax и результирующей силы Ррезmax .
2.1.2. Рассчитываем избыточное давление газов под поршнем:
Pгα = Pгα – P0, мПа
2.1.3. Определяем удельное значение силы инерции от возвратно - посту-
пательного движения масс поршневой группы: 18
Pj = – mj/ω2R(cosα + λ cos2α)10–6 = |
МПа |
||||
где mj/ = mп/ + 0,275× mп/ = |
кг/м2 |
||||
ω = π×nном/30 = |
с–1 |
||||
R = S/2 = |
|
|
|
м |
|
Максимальное значение Pj max для двигателей с искровым зажиганием: |
|||||
|
|
|
nном ≤ 4000 мин –1 |
(1,4…1,8) МПа; |
|
|
|
|
nном ≥ 4000 мин –1 |
(1,6…2,4) МПа. |
|
2.1.4. Определяем удельную суммарную силу, действующую вдоль оси |
|||||
цилиндра: |
P∑ = Pгα + Рj |
МПа |
|||
2.1.5. Определяем удельную суммарную силу, действующую на стенку |
|||||
цилиндра: |
PN = P∑ tgβ |
МПа |
|||
Величина tgβ – берется по табличным данным. |
|||||
2.1.6. Рассчитываем удельную суммарную силу, действующую вдоль ша- |
|||||
туна: |
PS |
P |
|
МПа |
|
cos |
|||||
|
|
|
|||
Величина тригонометрической функции – берется по табличным данным.
2.1.7. Определяем удельную силу, действующую вдоль кривошипа:
PK P |
cos( ) |
МПа |
|
cos |
|||
|
|
Величина тригонометрической функции – берется по табличным данным.
2.1.8. Рассчитываем удельную суммарную силу, действующую по каса-
тельной к кривошипу:
PТ P |
sin( ) |
МПа |
|
cos |
|||
|
|
Величина тригонометрической функции – берется по табличным данным.
2.1.9. Определяем крутящий момент от одного цилиндра:
Мкр = PT Fп R×106 = PT× |
|
где Fп = πD2/4 = |
м2 – площадь поршня |
19
2.1.10. Определяем крутящий момент от i цилиндров, пользуясь таблицей
5.
Таблица 5
Результаты расчета суммарного крутящего момента четырехцилиндрового двигателя (порядок работы цилиндров 1342)
|
|
|
Цилиндры |
|
|
|
М∑, |
||
1 |
|
2 |
|
3 |
4 |
||||
|
|
Нм |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
α, º |
М, Нм |
α, º |
М, Нм |
α, º |
М, Нм |
α, º |
М, Нм |
||
|
|||||||||
0 |
|
540 |
|
180 |
|
360 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30 |
|
570 |
|
210 |
|
390 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
60 |
|
600 |
|
240 |
|
420 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
90 |
|
630 |
|
270 |
|
450 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
120 |
|
660 |
|
300 |
|
480 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
150 |
|
690 |
|
330 |
|
510 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
180 |
|
720 |
|
360 |
|
540 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Период изменения суммарного крутящего момента равен:
θ= 720/i =
2.1.11.После построения графиков сил и моментов определяется средний индикаторный момент:
|
|
Мi кр.ср= |
|
F1 F2 |
|
|
|
Нм |
|
||||
|
|
|
lд |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где F1 , F2 |
– площадь диаграммы (мм2) суммарного крутящего момента распо- |
||||||||||||
ложенные над и под осью абсцисс соответственно; |
|
||||||||||||
|
lд – длина диаграммы (мм), |
|
|
|
|
||||||||
|
μ – масштаб крутящего момента по оси ординат Нм/мм. |
|
|||||||||||
|
2.1.12. Рассчитываем удельную центробежную силу инерции от вращаю- |
||||||||||||
щихся неуравновешенных масс, сосредоточенных на радиусе кривошипа: |
|
||||||||||||
|
К/Rш = – m//ш×ω2×R×10–6 = |
|
|
|
МПа |
||||||||
|
2.1.13. Рассчитываем силу, действующую на поверхность шатунной шей- |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ки: |
R |
|
Р2 |
(Р |
К |
К / |
)2 |
Р2 Р |
2 |
|
МПа |
||
|
шш |
|
Т |
|
Rш |
|
|
|
Т |
Кш |
|
||
Полученные по выше приведенным формулам параметры динамического расчета сводим в таблицу 6.
20