Курсовой проект по автомобильным двигателям

Сv_c = 20,76 + 1,74∙10^-3Т_с,

где Т_с – температура в конце сжатия, равная Т_с = 882,9К.

Сv_c = 20,76 + 1,74∙10^-3Т_с = 20,76 + 1,74∙10^-3∙882,9 = 22,30 кДж/(кмоль∙К)

Теплоемкость  продуктов сгорания для дизельных  двигателей находится по формуле (см. [1], стр. 9):

Ср_z = (18,43 + 2,60∙α) + (13,83/α + 15,55)∙10^-4∙Тz,

где Тz – температура в конце сгорания.

α –  коэффициент избытка воздуха, равный α = 1,7.

Ср_z = (18,43 + 2,60∙α) + (13,83/α + 15,55)∙10^-4∙Тz = (18,43 + 2,60∙1,7) + (13,83/1,7 + 15,55)∙10^-4 ∙Тz = 22,85 + 0.0024∙Тz.

Температуру Тz в конце сгорания, определим из уравнения сгорания (см. [1], стр. 10):

,

где λ – степень повышения давления, который находится по формуле: 

.

Степень повышения давления выбирают из таблицы, который для дизеля находится  в приделах 1,4…2,2, примем λ = 1,7(см. [2], табл.5, стр. 11);

Н_u – низшая теплота сгорания дизельного топлива, принимаем (см. [2], табл. 4, стр.10).

γ = 0,03-коэффициент  остаточных газов;

μ = 1,034 – коэффициент молекулярного изменения;

*- коэффициент использования тепла, равный по условию * = 0,75.

Подставим все известные параметры в  уравнение сгорания и решая данное уравнение,найдем температуру в конце сгорания Тz:

Получили  квадратное уравнение, решив которое, найдем Тz:

.

Пределы изменений температуры в конце сгорания для дизельных двигателей без наддува 1800…2000К.

Величина  теоретического максимального давления цикла и степень повышения  давления:

Численное значение степени повышения давления λ при неразделенной камере сгорания . Принимаем .

Действительное  давление 

.

Пределы изменений действительного давления для дизельного двигателя без  наддува 6,0…12,0. 

Процесс расширения. 

Степень предварительного расширения для дизельных  двигателей находится по следующему выражению:

_{где μ – действительный коэффициент молекулярного  изменения, равный μ=1,034;}

_{λ-степень  повышения давления, равный λ= 1,7;}

_{ТZ – температура в конце сгорания, равная ТZ=2425,65К;}

_{ТС- температура в конце сжатия, равная ТС=882,9К.}

Степень последующего расширения

.

где ε-степень  сжатия, равный по условию ε=16,5.

Давление  в конце расширения 

.

где р_z –действительное давление, равное р_z = 6,51МПа;

δ- степень  последующего расширения, равный δ=9,88;

n₂ – показатель политропы расширения, равный по условию n₂ = 1,24.

 

_{Пределы изменений давления в конце расширения для дизельных двигателей  без наддува 0,2…0,5МПа.}

Температура в конце расширения 

_{Пределы изменений температуры  в конце расширения для дизельных  двигателей без наддува 1000…1300К.} 

Процесс выпуска 

По условию  задания нам известны давление остаточных газов Р_r = 0,113МПа и температура остаточных газов Т_r = 800К. 

1.2. Определение общих показателей характеризующих работу двигателя в целом. 

Среднее индикаторное давление нескругленной  диаграммы для дизельных двигателей находится по следующей формуле (см.[1], стр.11):

где р_с = 3,83 МПа – давление в конце сжатия;

ε-степень  сжатия;

λ- степень  повышения давления;

ρ-степень  предварительного расширения;

n₂ – показатель политропы расширения;

n₁ – показатель политропы сжатия, равный n₁ = 1,35.

 

Теперь  найдем среднее индикаторное давление действительного цикла (см.[1], стр.11):

Рi = ν∙p_i^/ - (P_r - P_a),

где ν - коэффициент полноты индикаторной диаграммы, принимаем  =0,93;

P_r – давление остаточных газов, равный по условию P_r = 0,113МПа;

P_а – давление в конце впуска, равный P_а = 0,087МПа.

Рi = ν∙p_i^/ - (P_r - P_a) = 0,93∙1,076 – (0,113 – 0,087) = 0,975МПа.

Величина  для дизельных двигателей без наддува может изменяться .

Найдем  индикаторный коэффициент полезного  действия(см. [1], стр.11):

где - коэффициент избытка воздуха, ;

- теоретически необходимое количество  воздуха,  кг;

- низшая теплота сгорания, МДж/кг;

 - коэффициент наполнения.

ρ₀  = Р₀/R∙T₀ = 1,208 кг/м³ (см. [1], стр. 11) – плотность заряда на впуске. 

. 

1.3. Определение эффективных показателей двигателя. 

Среднее давление механических потерь:

,

где а_m и b_m – коэффициенты равные  а_m = 0,09 и b_m = 0,012 (см. [2], табл.9, стр.14);

V_пср. – средняя скорость поршня, которая находится по формуле:

где S – ход поршня, равный по условию 140 мм = 0,14м.

n – частота вращения коленчатого вала, равная по условию n =1950 об/мин.

 м/с.

Теперь  найдем среднее давление механических потерь:

Средняя эффективность давления равна:

МПа.

Теперь  найдем механический коэффициент полезного  действия:

.

Эффективный коэффициент полезного действия:

η_е = η_i∙η_м,

где  η_м – механический коэффициент полезного действия, равный η_м = 0,8;

η_i – индикаторный коэффициент полезного действия, равный η_i = 0,47.

.

Эффективный крутящий момент:

 Н м

Удельный  эффективный расход топлива (см. [1], стр.11):

,

где  - низшая теплота сгорания, МДж/кг;

г/квт∙ч.

Теперь  найдем эффективный часовой расход топлива (см. [1], стр.11):

где N_e – мощность двигателя, равный по условию N_e = 132 кВт.

 кг/час. 

1.4. Основные размеры  двигателя. 

По эффективной  мощности, частоте вращения коленчатого  вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя.

Литраж  одного цилиндра проектируемого четырехтактного  двигателя рассчитывается по следующей  формуле (см.[1], стр.12):

,

где - мощность двигателя;

- средняя эффективность давления;

- частота вращения коленчатого  вала;

- для четырехтактных двигателей.

Рабочий объем одного цилиндра: 

.

где i=6 – число цилиндров.

Диаметр цилиндра двигателя: 

,

где S/D – отношение хода поршня и диаметра цилиндра, равное 140/130=1,08. 

Ход поршня двигателя:

S = D∙(S/D) = 0.13038∙1.08 = 0.14081м.

Вычислим  площадь поршня (см.[1], стр.12):

F_n = π∙D²/4 ,

где D – диаметр цилиндра, равный D=130мм = 0,13м.

F_n = π∙D²/4 = 3,14∙(0,13038)²/4 = 0,0133м².

Теперь  найдем уточненный литраж двигателя:

V_h = F_A∙S/10⁴,

где S = 140мм=0,14м-ход поршня.

V_h = F_A∙S/10⁴ = 133∙140/10⁴ = 1,862л.

Радиус  кривошипа и длина шатуна двигателя  рассчитывается по следующей формуле:

r = S/2 = 0,14/2 = 0,07м.- радиус кривошипа.

l= r/λ – длина шатуна,

где λ = r/l – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимается строго по прототипу двигателя. Малые значения λ желательны для понижения давления поршня на стенку цилиндра, а также для уменьшения второй и более высоких гармоник сил инерции поступательно движущихся масс, что имеет большое значение для уравновешивания двигателя. Однако, малым значениям соответствует большая длина шатуна l, а следовательно большие габаритные размеры и масса двигателя. С целью уменьшения габаритных размеров и массы двигателя выбирают большие значения λ. Для современных автомобильных двигателей λ = ….; в быстроходных двигателях применяют более длинные шатуны, чем в тихоходных. Из вышесказанного для нашего двигателя примем λ = 0,27.

Значит  длина шатуна будет равна:

l= r/λ = 0,07/0,27 = 0,26 м.

Теперь  определим объем камеры сгорания  и полный объем цилиндра:

V_C = V_h/(ε-1),

где ε  – степень сжатия, равная по условию  ε = 16,5.

V_C = V_h/(ε-1) = 1,862/(16,5-1) = 0,1201л.

Полный  объем цилиндра равен:

V_a = V_h + V_C = 1,862 + 0,1201 = 1,9821л 

1.5. Сводная таблица  результатов теплового  расчета