Диаграмма суммарного крутящего момента

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 6 из 9Следующая ⇒

Величина и характер крутящих моментов по углу ПКВ для всех цилиндров двигателя одинаковы, поэтому для определения суммарного крутящего момента достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра. При построении кривой суммарного крутящего момента М _кр многоцилиндрового двигателя суммируют кривые моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угловой интервал θ, соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах.

Угол θ для четырехтактных двигателей с равными интервалами между рабочими ходами:

, (3.18)

где i – число цилиндров двигателя.

Суммирование значений крутящих моментов всех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (таблица 3.3). Через каждые 15^о угла поворота коленчатого вала из таблицы 3.1 выписываются значения крутящего момента одного цилиндра для первой группы углов φ ₁ , затем для второй группы углов φ ₂ и т.д. до последней группы углов φ _i . Складывая значения М_кр.ц по каждой строке, определяются значения суммарного крутящего момента М _кр в зависимости от угла поворота кривошипа φ. По полученным данным строится кривая М_кр = f(φ) (рисунок 3.6).

Таблица 3.3- Расчет крутящего момента двигателя

Н

Рисунок 3.6- Построение кривой суммарного крутящего момента

четырехцилиндрового четырехтактного двигателя

Некоторые особенности по определению суммарного крутящего момента имеют шестицилиндровые V – образные двигатели с углом развала между осями рядов цилиндров 90^о с несимметричным коленчатым валом, имеющим 3 кривошипа, расположенных под углом 120^о. У такого двигателя чередование вспышек неравномерное через 90^о и 150 ^о ПКВ. Двигатель должен рассматриваться как трехцилиндровый, поэтому угловой интервал q должен быть равен 240^о ПКВ.

Для проверки правильности графических построений необходимо найти среднее значение суммарного крутящего момента, Н м:

М_кр.ср = , (3.19)

где F ₁ и F ₂ – соответственно площади участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс и под осью абсцисс, мм²; l _абс – длина диаграммы по кривой суммарного крутящего момента, мм; М_М – масштаб моментов, (Н ∙ м)/мм; η _м – механический КПД двигателя.

Крутящий момент двигателя на номинальном режиме:

М _кр = . (3.20)

Ошибка, % . (3.21)

Расхождение в значениях крутящего момента не должны превышать 5%.

Пример расчета

Тепловой расчёт двигателя

Исходные данные

Задание на курсовой проект, включает в себя следующие данные:

1. Назначение двигателя - тракторный

2. Тип двигателя – дизельный

3. Тактность двигателя 4^Х

4. Номинальная эффективная мощность , кВт 109

5. Номинальная чистота вращения коленчатого вала, мин^-1 2100

6. Число, расположение цилиндров 4^Х, рядный

Для построения в дальнейшем теоретической, скоростной характеристики двигателя и анализа влияния частоты вращения коленчатого вала на эффективные показатели двигателя, необходимо провести тепловой расчёт двигателя для нескольких режимов в диапазоне от до . Режим минимальной частоты вращения, обеспечивающий устойчивую работу двигателя составляет =600-1000 мин^-1.

Топливо.

Состав топлива и его теплота сгорания принимают по таблицы 4.1.

Таблица 4.1-Средний элементный состав бензинов, дизельных топлив и их теплота сгорания

Степень сжатия.

Степень сжатия : в первую очередь зависит от способа смесеобразования и рода топлива, а также от быстроходности двигателя, наличия наддува и других факторов.

Для бензиновых двигателей предел степени сжатия ограничивается возможностью нарушения нормального процесса сгорания из-за возникновения детонации. Поэтому для двигателей, работающих высокооктановых бензинах, степень сжатия выбирается в пределах =7,5 – 9,5, а для двигателей с впрыском лёгкого топлива вплоть до =11,5 – 12. Для двигателей, работающих на низкооктановых бензинах, степень сжатия равна =6,5 – 8,0.

В дизелях величина определяется, исходя из условий обеспечения стабильного воспламенения заряда на всех режимах работы двигателя. В дизелях без наддува и нераздельной камерой сгорания =14 – 18, в вихрекамерных и предкамерных дизелях =16 – 22, в дизелях с наддувом =12 – 17.

Коэффициент избытка воздуха.

Для различных двигателей на номинальном режиме работы коэффициент избытка воздуха принимаем равным:

Дизели с наддувом………………………..1,5 – 2.

Параметры заряда на впуске.

При работе двигателя без наддува в цилиндр поступает воздух из атмосферы. В этом случае в качестве параметров исходного состояния заряда на впуске принимаются давление и температура окружающей среды, соответственно равные р₀ =0,1 МПаиТ₀ =293 К.

При расчёте рабочего цикла двигателя с наддувом за исходные параметры принимаются р_К и температура Т_К на выходе из компрессора.

В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления р_К, МПа надувочного воздуха:

при низком наддуве ……………………….до 1,5р₀;

при среднем наддуве ……………………..(1,5 – 2,2)р₀;

при высоком наддуве …………………….(2,2 – 2,5)р₀.

В настоящее время на двигателях тракторов и автомобилей используется низкий или средний наддув. Поэтому р_К выбираем равным 2р₀ .

Температура воздуха после компрессора Т_К , К:

(4.1)

где п_К – показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре. В зависимости от типа компрессора п_К принимают:

для поршневых нагнетателей …..………………………….……1,4 – 1,6;

для объёмных нагнетателей …………………………………..1,55 – 1,75;

для объёмных и центробежных нагнетателей ………………….1,4 – 2,0.

Для газотурбинного наддува в автотракторных дизелях принимают последнее ближе к нижнему пределу.

Расчёт процессов газообмена

Процессы газообмена включают в себя очистку цилиндра от продуктов сгорания и наполнение цилиндра свежим зарядом.

Давление остаточных газов рr (МПа) определяется сопротивлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов, зависит от числа расположения клапанов. фаз газораспределения, частоты вращения, нагрузки и других факторов.

В двигателях с наддувом и наличием газовой турбины на выпуске:

;

Большие значения рr принимают для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала.

Температура остаточных газов.

В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха устанавливается значение температуры Тr(К) остаточных газов в пределах:

для дизелей ………………………….. 600 – 900 К.

Следует иметь в виду, что при увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения – возрастает. В нашем случае принимаем Тr=700К.

Температура подогрева свежего заряда.

Степень подогрева свежего заряда зависит от конструкции впускного трубопровода, наличия специального устройства для подогрева, частоты вращения, наддува и других факторов. На номинальном режиме работы принимают:

для дизелей без наддува ……….. 10⁰ – 40⁰;

для дизелей с наддувом …………. (-5) ⁰ – 10⁰.

Принимаем =0⁰.

Давление в конце впуска.

Давление в конце впуска ра (МПа) определяется исходя из потерь во впускной системе:

; (4.2)

,

где - потери давления во впускной системе.

Потери давления за счёт сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

; (4.3)

где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенной к наиболее узкому её сечению;

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы, м/с;

- плотность заряда на впуске, кг/м³.

По опытным данным в современных двигателях на номинальном режиме работы

= 2,5 – 4,0

= 50 – 130 м/с.

Плотность заряда на впуске:

; (4.4)

кг/ ,

где R_в – удельная газовая постоянная, ;

R_в = 287 .

По статистике суммарные гидрвлические потери для четырёхтактных двигателей на номинальном режиме работы находятся в пределах:

для дизелей без наддува …………. (0,03-0,18)р₀ ;

для дизелей с наддувом …………… (0,03-0,10)р_К.

Коэффициент остаточных газов.

Коэффициент остаточных газов , характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания. Коэффициент остаточных газов для четырёхтактных двигателей:

с учётом продувки и дозарядки цилиндра

; (4.5)

При определении на номинальном режиме работы двигателя с учётом дозарядки можно принять =1,07-1,12, что вполне можно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60⁰ поворота коленчатого вала. Однако на минимальном скоростном режиме возможен обратный выброс в пределах 5-7%, т.е. .

На номинальном режиме работы величина находиться в пределах:

для дизелей с наддувом ……………..

Температура в конце впуска.

Температура в конце впуска определяется:

; (4.6)

Величина согласно статистическим данным при работе на номинальном режиме должна быть в пределах:

для дизелей без наддува …………………..310-350 К;

для двигателей с наддувом ………………..320-400 К

Коэффициент наполнения.

Для четырёхтактных двигателей коэффициент наполнения равен, с учётом продувки и дозарядки цилиндра:

; (4.7)

для дизелей с наддувом …………………0,8-0,97.

Расчёт процесса сжатия

Давление (МПа) и температуры (К) в конце процесса сжатия определяется из уравнения политропы:

; (4.8)

(4.9)

где п₁ – показатель политропы сжатия.

Величина п₁ определяется по прототипу или в зависимости от среднего показателя адиабаты k₁ , который, в свою очередь, устанавливается по монограмме (приложение 1) в зависимости от степени сжатия и температуры в конце процесса впуска. Значение показателя политропы сжатия п₁ в зависимости от k₁ находится в следующих пределах:

для дизелей ……………………. п₁=k₁ + 0,02.

В таблице 4.2 приведены параметры конца сжатия.

Таблица 4.2-Параметры конца сжатия для различных двигателей

Двигатели	Параметры
п1
Карбюраторные	1,35-1,39	0,9-2,0	550-800
Дизели без наддува	1,35-1,40	3,6-5,5	700-900
Дизели с наддувом	1,32-1,37	5,5-9,0	800-1100

Расчёт процесса сгорания

Термохимический расчёт процесса сгорания.

Количества заряда , находящегося в цилиндре в конце сжатия, определяется количеством свежего заряда и остаточных газов :

Количества воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг жидкого топлива определяется из стехиометрических соотношений.

в массовых единицах, :

; (4.10)

в единицах объёма :

; (4.11)

.

Количество свежего заряда , находиться в цилиндре дизеля:

; (4.12)

.

Количество остаточных газов в цилиндре определяется:

; (4.13)

.

Количество заряда, находящегося в цилиндре к концу процесса сгорания на 1 кг топлива, определяется количеством продуктов сгорания и остаточных газов :

; (4.14)

.

Количество продуктов сгорания , образующихся при сгорании 1 кг жидкого топлива, может быть определено по формулам:

для богатых смесей ( 1):

(4.15)

для бедных смесей ( >1):

(4.16)

.

В результате сгорания топлива происходит относительное изменение объёма рабочего тела, которое характеризует химическим коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси или действительным коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси:

; (4.17)

(4.18)

Для дизелей ………………….. 1,01-1,06

Термодинамический расчёт процесса сгорания.

Величина теплоёмкости зависит от температуры и давления тела, его физических свойств и характера процесса. Для расчётов рабочих процессов обычно пользуются молярными теплоёмкостями при постоянном объёме и при постоянном давлении , между которыми существует зависимость:

m_ср = m_сv + 8,315. (4.19)

Теплоемкость заряда определяется в зависимости от температуры конца сжатия Т_с по эмпирической формуле, кДж/(кмоль×К):

; (4.20)

Теплоемкость продуктов сгорания определяется в зависимости от температуры Т_z и состава рабочей смеси:

при a ³ 1 ;

Коэффициент использования теплоты x зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Значения x на номинальном режиме работы находятся в пределах:

для дизелей с неразделенными

камерами сгорания…………………………………………….0,70 – 0,88

Принимаем x= 0,8

Коэффициент использования теплоты x в зависимости от скоростного режима изменяется по параболе: на средних режимах работы имеет максимум, при увеличении и уменьшении частоты вращения коленчатого вала снижается.

Для дизелей при расчете процесса сгорания дополнительно задаются степенью повышения давления l = p_z/p_c которая для различных двигателей находится в следующих пределах:

для дизелей с неразделенными камерами

сгорания и объемным смесеобразованием ……………………………1,6 – 2,2.

Принимаем λ = 2.

Температуру в конце процесса сгорания определяют по следующим выражениям.

. (4.21)

, (4.22)

где

Давление газов в конце сгорания p_z, МПа

дизельный двигатель

p_z = l × р_с,

p_z = 2·7,2=14,4 МПа.

В дизелях происходит значительное увеличение объема газа в процессе сгорания, которое характеризуется степенью предварительного расширения r = V_z/V_c. Следовательно, для дизелей

. (4.23)

Параметры конца процесса сгорания приведены в таблице 4.3

Таблица 4.3- Параметры конца процесса сгорания для дизелей с наддувом

Расчёт процесса расширения

Предполагают, что расширение происходит по политропному процессу со средним показателем политропы n₂. Величину n₂ можно считать равной показателю адиабаты k₂, который определяется в зависимости от e (d), a и Т_z.

Степень последующего расширения d для дизелей определяется по выражению:

; (4.24)

Значения давления р_b (МПа) и температуры Т_b (К) в конце процесса расширения определяются по формулам политропного процесса.

дизельный двигатель:

, (4.25)

; (4.26)

Возможные значения параметров конца процесса расширения для номинального режима работы представлены в таблице 4.4.

Таблица 4.4- Параметры конца процесса расширения

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов осуществляется по формуле:

; (4.27)

Погрешность составляет:

; (4.28)

где T_rp и T_rnp – соответственно расчетная и принятая температура остаточных газов.

Значение расчетной температуры остаточных газов может отличаться от выбранной ранее не более чем на 5%.

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Тактические действия в защите

История Олимпийских игр

История развития права интеллектуальной собственности