Cтраница 1
Проектирование двигателя начинают с выбора базовой модели, на которую ориентируются при выполнении всех расчетов и конструировании двигателя. [1]
Проектирование двигателя усложняется тем, что к его некоторым узлам и деталям предъявляются противоречивые требования, затрудняющие создание наилучшей конструкции этих деталей. Например, для обеспечения герметичности рабочего пространства цилиндра и нормального отвода тепла от поршня в охлаждающую воду через стенки цилиндра число поршневых колец и поверхность их соприкосновения с зеркалом цилиндра следует увеличивать, тогда как для уменьшения потерь на трение их число и поверхность соприкосновения колец с зеркалом следует уменьшать. [2]
Проектирование двигателя ведется поэтапно. [3]
Проектирование двигателя Стирлинга следует выполнять в несколько стадий, причем каждая последующая стадия основана на более строгом математическом подходе, так что порядок действий подобен показанному на рис. 3.1. В зависимости от целей и задач конкретного исследования отдельные стадии можно исключить. Если рассматривается осуществимость новой концепции или новой конструкции, необходимые расчеты можно провести с помощью простых приближенных соотношений, чтобы проверить работоспособность системы. В некоторых случаях на этой стадии предварительной проработки может потребоваться более подробная информация, чтобы иметь возможность провести сравнение с уже созданными энергосиловыми установками, не работающими по циклу Стирлинга. Таким образом, стадия предварительного расчета может быть единственным этапом, а может стать начальной ступенью длительного процесса проектирования. Что бы ни требовалось, весьма вероятно, что будет задана требуемая выходная мощность при определенной скорости вращения вала. [4]
При проектировании двигателей сравнительно часто ставится задача получения максимального КПД при минимальных затратах на материалы и трудоемкости в процессе производства. Эти два требования взаимно противоречивы, и выбор компромиссного варианта путем сравнения с уже выпускаемыми машинами выполняет разработчик. [5]
При проектировании двигателей для лопаток возможна оценка длительности роста трещины из условия, что после нанесения механического повреждения трещина в них начинает распространяться. Расчеты периода роста трещины подразумевают в первую очередь знание того, какие нагрузки, с какой частотой и длительностью действия за ПЦН вызывают продвижение трещины. В результате этого становится возможной оценка длительности развития трещины в ПЦН. Корректировка результатов расчета по мере накопления информации о реализуемом развитии трещин неизбежна и ее эффективность определяется тем, чтобы количество полетов между соседними осмотрами не превышало периода роста трещины. [6]
При проектировании двигателя требовалось обеспечить удельный расход топлива на крейсерском режиме, на 15 - 20 % меньший, чем у существующих двигателей такого класса, уровень шума, удовлетворяющий разрабатываемым нормам по уровню шума, отсутствие видимого дымления и снижение выделения загрязняющих веществ, хорошую обслуживаемость двигателя благодаря блочной конструкции. [7]
При проектировании двигателя обычно ставят задачу получить требуемую выходную мощность при ограниченных значениях максимального давления и рабочего объема. Можно проектировать двигатель, задавшись целью наиболее эффективно использовать ограниченную массу рабочего тела, но такую цель обычно ставят лишь в том случае, когда намереваются усовершенствовать удачный прототип. [8]
При проектировании двигателя следует учитывать, что межремонтные интервалы двух двигателей с одинаковыми средней скоростью поршня и линейным износом, но разными диаметрами цилиндров не будут одинаковыми. Это объясняется тем, что допускаемое увеличение зазора ДО зависит от величины диаметра цилиндра. [9]
При проектировании двигателя не следует намечать чрезмерно напряженной работы его деталей. Размеры, форма и конструкция деталей должны быть таковы, чтобы в случае необходимости можно было обеспечить форсирование двигателя, а также осуществление некоторых изменений в его конструкции. Эти изменения могут потребоваться при необходимости установки спроектированного двигателя на шасси различного типа. Вместе с тем необходимо принимать-все меры к целесообразному уменьшению веса деталей, что не только обеспечит экономию материалов, но и позволит придать деталям наиболее рациональную по условиям прочности форму. [10]
При проектировании двигателя стремятся уменьшить величину рт, чтобы избежать возрастания насосных потерь и коэффициента остаточных газов. Кроме того, увеличение давления выпуска уменьшает коэффициент наполнения, ухудшает процесс сгорания и повышает температуру и количество остаточных газов. [11]
При проектировании двигателей использовался двадцатипятилетний опыт конструирования ВЗД общего назначения и в то же время учитывались требования технологии горизонтального бурения, в соответствии с которыми забойный двигатель рассматривается как составная часть многофункционального комплекса технических средств ( разд. [12]
При проектировании двигателя обычно задаются средним эффективным давлением, исходя из проверенных на практике экспериментальных данных; после постройки двигателя величина среднего эффективного давления определяется по данным испытаний. [13]
При проектировании двигателя необходимо проверять соответствие удельного давления на каждый подшипник указанным величинам. [14]
При проектировании двигателя обычно задаются некоторым расчетным значением среднего индикаторного давления при номинальной ( нормальной) нагрузке двигателя на основе практических данных о работе двигателей подобного типа. Величина расчетного-значения среднего индикаторного давления-характеризует, таким образом, напряженность двигателя. [15]
Страницы: 1 2 3 4
www.ngpedia.ru
Размер цилиндра является основным конструктивным параметром двигателя. Ход поршня обычно характеризуется относительной величиной S/D.
В зависимости от этого отношения различают двигатели короткоходные (S/D)<1 длиноходные (S/D)>1. Уменьшение S/D при постоянном объеме способствует увеличению диаметра цилиндров, что в свою очередь, позволяет увеличить площадь проходных сечений клапанов, снизить среднее давление насосных потерь. При сохранении средней скорости поршня и эффективного давления будет возрастать частота вращения коленчатого вала, а пропорционально ей эффективная мощность двигателя, что дает возможность существенно уменьшить вес конструкции и сделать ее более компактной. В то же время снижение величины S/D приводит к более высокому давлению газов на поршень, относительному увеличению надпоршневого зазора, что ухудшает процессы смесеобразования и сгорания. С учетом сказанного, ход и диаметр поршня принимается из ряда унифицированных деталей, производимых в промышленности, аналогично двигателю прототипу.
Принимаем ход поршня S= 140мм, диаметр цилиндра D=120 мм
Выбор числа цилиндров и их расположение зависят от мощностно- динамических и конструктивных факторов. Выбор числа цилиндров и среднего эффективного давления при заданной мощности двигателя взаимосвязаны.
, 
(1.1)
где Ne= 85 кВт- эффективная мощность;
Ре= 1.2- среднее эффективное давление;
n= 1500 мин-1 частота вращения коленчатого вала двигателя;
Vh= 3.6 10-3 м3- рабочий объем цилиндра.
Принимаем число цилиндров z=4.
С увеличением числа цилиндров улучшаются пусковые качества двигателя и его уравновешивание. Однако при этом повышаются механические потери и при прочих равных условиях ухудшаются экономические показатели. По выбранному числу цилиндров и уточненному значению среднего эффективного давления, оцениваем массу проектируемого двигателя. Одним из эффективных средств снижения массы и уменьшения габаритных размеров является применение газотурбинного наддува и повышение частоты вращения коленчатого вала.
Оценить влияние числа цилиндров на удельную литровую массу двигателя можно по статическим данным для выпускаемых дизелей.
Длина шатуна определяется по допустимым значениям удельных давлений на юбку поршня от нормальной силы, т.е отношением радиуса кривошипа (R) к длине шатуна (L), т.е. R/L=λ. Установлено, что с изменением λ за счет увеличения длины шатуна происходит снижение инерционных и нормальных сил, а значит растет ресурс двигателя. Но при этом габариты двигателя увеличиваются и растет масса конструкции. Для подавляющего большинства четырехтактных двигателей отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимают в пределах . Итак, с учетом того, что было приведено выше, принимаем конструктивный параметр, аналогично двигателю- прототипу λ=0.28. Тогда длина шатуна составляет L=250 мм.
1.4 Средняя скорость движения поршня и частота вращения коленчатого вала
Одним из самых важных показателей двигателя является частота вращения коленчатого вала. Эта величина характеризует его динамические качества.
В дизель-генераторах для получения частоты тока 50Гц частота вращения коленчатого вала двигателя должна составлять n = 1500 (3000) мин-1. Для проектируемого двигателя принимаем частоту вращения коленчатого вала двигателя n = 1500 мин-1.
Скорость поршня является функцией быстроходности двигателя. Современное двигателестроение идет по пути непрерывного увеличения скорости вращения коленчатого вала, а следовательно, увеличения средней скорости поршня. Однако, скорость поршня повышается значительно медленней, чем число оборотов коленчатого вала двигателя, т.к. одновременно с повышением частоты вращения коленчатого вала необходимо снижать величину S/D. С увеличением скорости поршня возрастают механические потери, повышается тепловая напряженность двигателя, сокращается срок службы. В связи с этим, увеличение средней скорости поршня неразрывно связано с решением проблем долговечности деталей, применением более совершенных материалов в двигателестроении и улучшением качеств применяемых масел.
Средняя скорость поршня для проектируемого двигателя состаляет:
м/с. (1.2)
Степень сжатия определяется способом смесеобразования (внутренне или внешнее), конструктивными особенностями двигателя, свойствами топлива, наличием наддува и т.п. В двигателях с воспламенением от сжатия ограничивается по условию предупреждения явления детонации и выбор ее зависит от антидетонационных свойств топлива. Для проектируемого двигателя принимается степень сжатия ε=16
1.6 Коэффициент избытка воздуха
Коэффициент избытка воздуха определяет состав горючей смеси. Его значение зависит от типа образования, условий воспламенения и сгорания топлив, а также от режима работы двигателя.
Для проектируемого двигателя принимается коэффициент избытка воздуха α= 1,9.
1.1.1.1.1.Фазы газораспределенияФазы газораспределения- это периоды, выраженные в градусах угла поворота коленчатого вала, в течение которых соответствующие клапаны открыты.
При правильном выборе фаз газораспределения улучшаются очистка цилиндров от продуктов сгорания и заполнение его свежим зарядом, что приводит к некоторому сокращению затрат энергии на газообмен, снижение температуры деталей двигателя и т.д.
Фазы газораспределения для конкретной частоты вращения имеют свою оптимальную величину, а реальные фазы выбираются из множества, обеспечивая оптимизм для наиболее важного диапазона скоростных режимов работы конкретного двигателя. При выборе рациональных фаз газораспределения используются как экспериментальные, так и расчетные методы, основаны на применении математического моделирования рабочего процесса.
Выбрано: опережения открытия впускного клапана 17º до ВМТ, закрытие впускного клапана 56º после НМТ, открытие выпускного клапана 56º до НМТ, закрытие 17º после ВМТ.
www.autoezda.com
Министерство образования Республики Беларусь
Белорусская государственная политехническая академия
Автотракторный факультет
Кафедра "Двигатели внутреннего сгорания"
гр. 301316 / 139
Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания"
Исполнитель Раскоша Д.А.
Руководитель Русецкий И.К.
Минск 2002
1. Введение
2. Расчет рабочего цикла двигателя
3. Расчет динамики двигателя
4. Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма
5. Расчет деталей газораспределительного механизма
6. Расчет системы питания
7. Расчет системы смазывания
8. Расчет системы охлаждения
9. Расчет системы пуска
10. Заключение
11. Литература
1. ВВЕДЕНИЕ
Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко применяются во всех областях народного хозяйства и являются практически единственным источником энергии в автомобилях.
Первый поршневой ДВС был создан французским инженером Ленуаром. Этот двигатель работал по двухтактному циклу, имел золотниковое газораспределение, посторонний источник зажигания и потреблял в качестве топлива светильный газ.
Двигатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную топливную установку, неконкурентоспособную даже с паровыми машинами того времени.
В 1870 г. немецким механиком Н.Отто был создан четырехтактный газовый двигатель, работавший по предложенному французским инженером Бо де Рошем циклом со сгоранием топлива при постоянном объеме. Этот двигатель и явился прообразом современных карбюраторных двигатель.
Бензиновый двигатель транспортного типа впервые в практике мирового двигателестроения был предложен русским инженером И.С. Костовичем. В двигателе было использовано электрическое зажигание.
В 90-х годах XIX века началось развитие дизелей. Немецким инженером Р.Дизелем был разработан рабочий цикл двигателя, а в 1897 г. Р.Дизель построил первый образец работоспособного стационарного компрессорного двигателя. Но он не получил широкого распространения из-за конструктивного несовершенства. Внеся ряд изменений в конструкцию двигателя Р.Дизеля, русские инженеры создали образцы двигателей, получивших признание в России и за рубежом.
Первые образцы бескомпрессорных дизелей были разработаны русским инженером Г.В.Тринклером и построены в России. Особое внимание привлекала конструкция бескомпрессорного дизеля для трактора, разработанная русским изобретателем Я.В.Маминым.
Дальнейшее развитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей, увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.
2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
2.1. Определение параметров конца впуска
Давление газов в цилиндре:
где Р 0 – давление окружающей среды, МПа
Р 0 = 0,1 МПа [2, стр. 96];
- действительная степень сжатия
= 16 [по заданию]; 
- коэффициент наполнения = 0,85 [1, стр. 8]; Т 0 – температура окружающей среды, К
Т 0 = 293 К [2, стр. 96];
∆ t – величина подогрева свежего заряда, К
∆ t = 20 К [2, стр. 97];
Р r – давление остаточных газов, МПа
Р r = 1,05Р 0 [2, стр. 43]
Р r = 1,05 · 0,1 = 0,105 МПа.
Коэффициент остаточных газов:
где
- температура остаточных газов, К = 750 К [1, стр. 7] 
Температура газов в цилиндре:
2.2. Определение параметров конца сжатия
Давление газов в цилиндре:
где n 1 – показатель политропы сжатия
n 1 = 1,37 [1, стр. 9].
Температура газов в цилиндре:
2.3. Определение параметров конца сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива:
где gc , gн , g0 – элементарный состав топлива в долях кг, соответственно углерода, водорода и кислорода.
gc = 0,86; gн = 0,13; g0 = 0,01 [1, стр. 7]
Количество свежего заряда в цилиндре двигателя (на 1 кг топлива):
где
- коэффициент избытка воздуха = 1,55 [по заданию] 
Количество продуктов сгорания:
Химический коэффициент молекулярного изменения:
. Действительный коэффициент молекулярного изменения:
. Средняя мольная теплоемкость свежего заряда:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:
. Температура в конце сгорания:
где
- коэффициент использования теплоты = 0,75 [1, стр. 10]; h u – низшая теплота сгорания топлива
h u = 42500 кДж / кг [1, стр. 14];
λ – степень повышения давления
λ = 1,6 [1, стр. 11].
Из последнего уравнения определяем Т z :
Давление в конце сгорания:
Степень предварительного расширения:
Степень последующего расширения:
2.4. Определение параметров конца расширения
Давление в конце расширения:
где n 2 – показатель политропы расширения
n 2 = 1,25 [1, стр. 10]
Температура в конце расширения:
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
mirznanii.com
Ni=(2/T) ·Pi·Vh·n·10-3 ,
где n - частота вращения коленчатого вала, 1/с,
T - тактность двигателя - число тактов за цикл,
Эффективной мощностью Ne называют мощность, снимаемую с коленчатого вала двигателя для получения полезной работы.
Эффективная мощность меньше индикаторной Ni на величину мощности механических потерь Nm, т.е. Ne=Ni-Nm.
Механические потери в двигателе оцениваются механическим КПД Nm, которое представляет собой отношение эффективной мощности к индикаторной, т.е.
Nm=Ne/Ni=(Ni-Nm) /Ni=1-Nm/Ni.
Для современных двигателей механический КПД составляет 0.72 - 0.9.
Зная величину механического КПД можно определить эффективную мощность
Ne= Nm·Ni.
Разность между средним индикаторным давлением Pi и средним давлением механических потерь Pm называют средним эффективным давлением Pe, т.е.
Pe=Pi-Pm.
Эффективная мощность двигателя Ne=(2/T)·Pe·Vh·n·i·10-3 , откуда среднее эффективное давление Pe=103 ·Ne·T/(2Vh·ni) .
Относительное уменьшение индикаторной мощности Рi за счёт мощности механических потерь Рм оценивается механическое КПД, причём:
. Эффективная топливная экономичность двигателя оценивается эффективным КПД ηе или удельным эффективным расходом топлива ge .
Эффективным КПД называется отношение количества теплоты Qе , преобразованной в эффективную работу We , ко всей подведённой теплоте Qo , т.е.
. После преобразований полученного выражения окончательно:
Выразив эффективную мощность, получим связь между всеми КПД двигателя:
, где ηt , ηо , ηм – соответственно термодинамический, относительный и механический КПД двигателя.
Для оценки эффективности использования рабочего объёма цилиндра применяют литровую мощность Рл (в кВт/л), представляющую собой отношение эффективной мощности Ре к рабочему объёму Vл (в л.).
Это уравнение показывает, что литровая мощность, определяющая степень форсирования двигателя, может быть увеличения при повышении среднего эффективного давления Ре , частоты вращения коленчатого вала.
5. Анализ форм камер сгорания
Цилиндр большого диаметра позволяет осуществить размещение клапанов с небольшими проходимыми сечениями, что способствует снижению гидравлических потерь и повышению коэффициента наполнения. Получившее в настоящее время широкое распространение короткоходные двигатели (двигатели, в которых отношение хода поршня к диаметру цилиндра меньше единицы) имеют сравнительно большой диаметр цилиндра. Это позволяет размещать в головках цилиндров клапаны большого диаметра при их верхнем расположении. Верхнее расположение клапанов и аэродинамическая форма впускных клапанов дают возможность снизить гидравлическое сопротивление, а следовательно, и увеличить коэффициент наполнения. Расположение поршневых колец определяет высоту головки поршня. Чем ближе верхнее кольцо к донышку поршня, тем меньше будет высота его головки, но зато условия работы кольца будут более тяжелые. Чем ближе кольцо к донышку поршня, тем выше его температура, а, следовательно, тем больше будет склонность к загоранию.
При конструировании форм камер сгорания обычно стремятся выбрать такую его схему, которая обеспечила бы наибольшую компактность камеры сгорания и возможность расположить свечу вблизи от центра (полусферическая). В то же время, иногда менее компактные камеры при обеспечении большей турбулизации заряда (плоскоовальная, клиновая и полуклиновая) обладают более высокими антидетонационными свойствами.
Для сравнения вариаций форм камер сгорания охарактеризуем процессы смесеобразования.
Подавляющее большинство камер сгорания имеет форму тел вращения. Если топливо распыливается в объеме камеры сгорания и лишь небольшая часть его попадает в пристеночный слой, то смесеобразование называют объемным.
Объемное смесеобразование. Оно осуществляется в однополостных (неразделенных) камерах сгорания, имеющих малую глубину и большой диаметр, характеризуемый безразмерной величиной - отношением диаметра камеры сгорания к диаметру цилиндра: dк.с. /D = 0,75…0,85. Такая камера сгорания располагается обычно в поршне, причем оси форсунки, камеры сгорания и цилиндра совпадают. При объемном смесеобразовании прогрев и испарение топлива происходят в основном за счет теплосодержания части заряда, охваченной струями топлива. Так как скорость испарения зависит от упругости паров топлива, а последняя помимо свойств топлива определяется температурным режимом испарения, то большое значение имеет распределение топлива в объеме сжатого заряда. Последнее оказывает влияние также на условия воспламенения и горения топлива.
Угол конуса топливных струй обычно не превышает 20°. Для обеспечения полного охвата струями всего объема камеры сгорания и использования воздуха число сопловых отверстий должно быть ic = 360/20 = 18.
Величина проходного сечения сопловых отверстий fс определяется типом и размерами дизеля, существенно влияет на продолжительность и давление впрыскивания и ограничена условиями обеспечения хорошего смесеобразования и тепловыделения. Поэтому при большом числе сопловых отверстий их диаметр должен быть небольшим. Изготовить точно отверстия малого диаметра трудно. Сложна также эксплуатация дизеля с распылителями, имеющими малый диаметр сопловых отверстий. В частности, интенсивнее происходит уменьшение проходного сечения сопловых отверстий из-за отложения на их поверхности кокса, поэтому целесообразно применение меньшего числа отверстий, чем это следует из условия полного охвата струями объема камеры сгорания. При этом для обеспечения полного сгорания топлива воздух приводится во вращательное движение тем более интенсивно, чем меньше число сопловых отверстий, так как в этом случае заряд за характерный промежуток времени, принимаемый обычно равным продолжительности впрыскивания топлива, должен повернуться на больший угол. Достигают этого применением винтового или тангенциального впускного каналов, а также экранированием впускного клапана или его седла (рис. 1, а-г).
Рис. 1 - Схемы, иллюстрирующие методы создания в процессе впуска вращательного движения заряда в цилиндре: а - тангенциальный впускной канал и эпюра изменения тангенциальной скорости заряда вдоль диаметра цилиндра; б - винтовой канал; в - клапан с экраном; г - экран на седле клапана; д - тангенциальные продувочные окна и эпюра изменения тангенциальной составляющей скорости, движения заряда вдоль диаметра цилиндра двухтактного дизеля
Каждое из конструктивных решений, предназначенных для четырехтактных двигателей, обеспечивает преимущественное поступление воздуха в нужном направлении (через определенную часть проходного сечения в клапане). Если ось потока, поступающего в этом направлении, не пересекает оси цилиндра, то в результате взаимодействия струй между собой и со стенками цилиндра создается вращательное движение всего заряда. Тот же эффект в случае двухтактных дизелей достигается тангенциальным направлением осей продувочных окон.
Для четырехтактных дизелей наиболее эффективно использование винтовых каналов. Отливка головки цилиндра при этом оказывается сложной.
Определенные трудности связаны с обеспечением идентичности формы и расположения каналов в процессе производства. При эксплуатации следует принимать меры к предупреждению накопления заметных отложений на стенках каналов.
При подходе поршня к ВМТ заряд из объема, расположенного над вытеснителем поршня, перетекает в камеру сгорания. Приведенный на рис. 2, а характер перетекания обусловлен взаимодействием сил вытеснения заряда, центробежных сил и сил трения.
Рис. 2 - Схемы перетекания и движения заряда в камере сгорания: а - перетекание вращающегося заряда из надпоршневого пространства в камеру сгорания; б - пространственное движение заряда в камере сгорания
При соответствующем соотношении между силами заряд перетекает из надпоршневого пространства в камеру сгорания как бы послойно непосредственно у кромки камеры сгорания и движется вдоль ее стенки. Сложение скоростей вращательного движения заряда, созданного при впуске, и вытеснения заряда при сжатии вызывает движение заряда. Процесс перетекания связан с определенными потерями энергии вращательного движения, которые тем больше, чем больше исходная энергия вращательного движения заряда при впуске и меньше отношение dк.с. /D. В результате перетекания заряда в камеру, имеющую диаметр меньше диаметра цилиндра, скорость вращения заряда увеличивается. Из-за отмеченных потерь энергии это увеличение происходит в меньшей степени, чем следует из закона сохранения момента количества движения, однако ускорение вращения заряда больше при меньших значениях dк.с. /D . Для рассматриваемого случая объемного смесеобразования ускорениeвращения заряда при вытеснении его вкамеру сгорания невелико, так как диаметр камеры сгорания лишь незначительно меньше диаметра цилиндра.
Заряд в цилиндре и камере сгорания движется по сложным пространственным траекториям. Помимо особенностей втекания заряда в цилиндр через клапан (продувочные окна) на характер движения заряда влияют переменная скорость перемещения поршня и перетекание заряда из объема над вытеснителем поршня в камеру сгорания. В случае камер объемного смесеобразования наибольшее влияние на процессы смесеобразования оказывает тангенциальная составляющая скорости wt , направленная по касательной к окружности камеры сгорания. Другие составляющие малы, и их влияние невелико. В пределах камеры сгорания величина wt растет от центра к периферии, т. е. заряд вращается «как твердое тело». Над вытеснителем поршня wt убывает к периферии. Создание вращательного движения заряда при впуске приводит к уменьшению эффективного сечения клапана и снижению наполнения, причем тем большим, чем больше необходимая интенсивность вращения заряда. На рис. 5 приведена взаимосвязь между максимальным значением тангенциальной скорости wtmax движения заряда и коэффициентом наполнения ηv. Увеличение wtmax вызывает уменьшение ηv, более интенсивное при больших диаметрах камеры сгорания.
mirznanii.com
2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 2.1. Определение параметров конца впуска Давление газов в цилиндре: где Р0 – давление окружающей среды, МПа Р0 = 0,1 МПа [2, стр. 96];
- действительная степень сжатия
= 16 [по заданию];
- коэффициент наполнения
= 0,85 [1, стр. 8]; Т0 – температура окружающей среды, К Т0 = 293 К [2, стр. 96]; ∆ t – величина подогрева свежего заряда, К ∆ t = 20 К [2, стр. 97]; Рr– давление остаточных газов, МПа Рr = 1,05Р0 [2, стр. 43] Рr = 1,05 · 0,1 = 0,105 МПа.
Коэффициент остаточных газов:
где
- температура остаточных газов, К
= 750 К [1, стр. 7]
Температура газов в цилиндре:
2.2. Определение параметров конца сжатия Давление газов в цилиндре:
где n1 – показатель политропы сжатия n1 = 1,37 [1, стр. 9].
Температура газов в цилиндре:
2.3. Определение параметров конца сгорания Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива:
где gc, gн, g0 – элементарный состав топлива в долях кг, соответственно углерода, водорода и кислорода. gc = 0,86; gн = 0,13; g0 = 0,01 [1, стр. 7]
Количество свежего заряда в цилиндре двигателя (на 1 кг топлива):
где
- коэффициент избытка воздуха
= 1,55 [по заданию]
Количество продуктов сгорания:
Химический коэффициент молекулярного изменения:
. Действительный коэффициент молекулярного изменения:
. Средняя мольная теплоемкость свежего заряда:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:
. Температура в конце сгорания:
где
- коэффициент использования теплоты
= 0,75 [1, стр. 10]; hu – низшая теплота сгорания топлива hu = 42500 кДж / кг [1, стр. 14]; λ – степень повышения давления λ = 1,6 [1, стр. 11].
Из последнего уравнения определяем Тz:
Давление в конце сгорания:
Степень предварительного расширения:
Степень последующего расширения:
2.4. Определение параметров конца расширения Давление в конце расширения:
где n2 – показатель политропы расширения n2 = 1,25 [1, стр. 10]
Температура в конце расширения:
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
Относительная ошибка составляет:
что допустимо. 2.5. Определение параметров, характеризующих цикл в целом Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы:
Действительное среднее индикаторное давление:
где φ – коэффициент полноты индикаторной диаграммы φ = 0,95 [1, стр. 11] Pi = 0,95 · 0,912 = 0,866 Мпа Индикаторный КПД:
где lo – теоретическая масса воздуха, необходимая для сгорания 1 кг топлива:
; ρk – плотность заряда на впуске:
где Rb – удельная газовая постоянная воздуха Rb = 287 Дж / (кг град) [2, стр. 45]
Удельный индикаторный расход топлива:
2.6. Определение параметров, характеризующих двигатель в целом Среднее эффективное давление:
где
ηм– механический КПД ηм= 0,75 [1, стр. 11]
Удельный эффективный расход топлива:
Эффективный КПД:
2.7. Определение основных размеров двигателя Рабочий объем (литраж) двигателя:
где τ – тактность двигателя, τ = 4; Ne – эффективная мощность Ne = 46 кВт [по заданию] n – частота вращения коленчатого вала, n = 1700 об/мин [по заданию]
Рабочий объем одного цилиндра:
где i – число цилиндров
Диаметр цилиндра:
где S/D – отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 1,1 [по заданию]
Принимаем D = 110 мм Ход поршня:
Принимаем S = 125 мм Действительный литраж двигателя:
Мощность, развиваемая при принятых размерах:
Литровая мощность:
. Принимаем: D = 110 мм; S = 125 мм Действительный литраж двигателя:
Мощность:
Литровая мощность:
Часовой расход топлива:
Средняя скорость поршня:
Часовой расход топлива:
Средняя скорость поршня:
2.8. Построение индикаторной диаграммы Масштабы диаграммы: Масштаб хода поршня Мs = 1:1 (мм в мм) Масштаб давлений Мр = 0,04:1 (МПа в мм) Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно: АВ = S / Ms; AB = 125 / 1 = 125 мм;
Максимальная высота диаграммы (точки Z' и Z'') и положение точки Z'' по оси абсцисс:
Z'Z'' = OA·(ρ – 1) Z'Z'' = 8,3(1,5 – 1) = 4,15 мм Ординаты характерных точек:
Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом: а) для луча ОК принимаем угол α = 15º; б) tg β1 = (1 + tg α)n1 – 1; tg β2 = (1 + tg α)n2 – 1; tg β1 = (1 + tg 15)1,25 – 1 = 0,345 β1 = 19º; tg β2 = (1 + tg 15)1,37 – 1 = 0,384 β2 = 21º. в) используя лучи ОМ и ОК строим политропу сжатия, начиная с точки С; г) используя лучи ОN и ОК строим политропу расширения, начиная с точки Z''. Скругление индикаторной диаграммы производим с учетом предварения открытия выпускного клапана и угла опережения впрыска топлива. Для двигателя Д – 244 Угол опережения открытия выпускного клапана γ = 56 º Угол опережения впрыска топлива θ = 17 º Получаем точки b' и d'. Величина отрезка О'O'1:
где L – длина шатуна L = 230 мм [1, стр. 31]
Положение точки С'' определяется из выражения:
Точка Z лежит на линии Z'Z'' ориентировочно вблизи точки Z''Точка b'' находится на середине расстояния ba. Проводим плавные кривые d'c'' изменения линии сжатия в связи с опережением впрыска и b'b'' изменения линии расширения в связи с предварением открытия выпускного клапана. Проводим линии впуска и выпуска. В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму r a' a d' c'' z b' b'' r. Пользуясь построенной индикаторной диаграммой, учитывая масштаб Mp заполняем таблицу 1 (см. стр. ).
3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 3.1. Определение величины безразмерного параметра К.Ш.М. Величина λ вычисляется по формуле: где ι – длина радиуса кривошипа ι = 0,0625 м [1, стр. 31] L – длина шатуна L = 0,230 м [1, стр. 31]
Принимаем λ = 1 / 3,6. 3.2. Вычисление и построение графика силы давления газов на поршень Величины сил давления газов на поршень определяем графическим способом. Для этого используем построенную индикаторную диаграмму, которая может служить графиком газовой силы, если ось абсцисс сместить вверх на величину Р0 и вычислить масштаб газовой силы по формуле:
, где Мр– масштаб давлений, принятых при построении индикаторной диаграммы. Мр= 0,04 МПа / мм; Fp – площадь поперечного сечения цилиндра, Fp = πD2/4,
Остается только построить этот график из координаты S в координату по α град. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала осуществляем по методу Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой на горизонтальном участке АВ, равном по длине ходу поршня S, в масштабе Ms описывается полуокружность с центром в середине отрезка АВ (точка О'). От центра О' на горизонтальном диаметре АВ в том же масштабе Ms откладывается вправо отрезок О'O'1 (поправка Брикса), равный по величине
Полуокружность разбивается на равные части через 30 º. Для определения пути, пройденного поршнем при повороте кривошипа на угол α, через точку О'1 проводится под углом α к горизонтали луч до пересечения ею с полуокружностью. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов α. Развертку индикаторной диаграммы начинают с ВМТ в процессе хода впуска. Далее соединяют полученные точки плавной кривой (в координатах Р – α) и получают развернутую индикаторную диаграмму с масштабом Mр, а если полученные ординаты умножить на масштаб Mрг, то имеем график газовых сил. Пользуясь этим графиком, учитывая масштаб Mрг, заполняется таблица 1. 3.3. Определение масс деталей поршневой и шатунной групп Для вычисления силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и центробежной силы инерции вращающейся части массы шатуна необходимо знать массы деталей поршневой (mп) и шатунной (mш) групп. Масса поршневой группы:
где m'п – удельная масса поршня, Для поршня из алюминиевого сплава принято m'п = 250 кг/м2 [1, стр. 35]
Масса шатуна:
, где m'ш – удельная масса шатуна, m'ш = 350 кг/м2 [1, стр. 35]
Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:
Масса шатуна, сосредоточенного на оси шатунной шейки кривошипа:
Масса кривошипно-шатунного механизма, совершающая возвратно-поступательное движение:
3.4. Вычисление сил инерции КШМ Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМ вычисляется по формуле:
где ω – угловая скорость, вычисляется:
для α = 30 º
Значение тригонометрического многочлена (cosα + λcos2α) выбирается из таблицы 2.4 [1, стр. 36] Результаты расчета силы инерции для всех значений α сведены в табл. 1. Используя ее строится график силы инерции Pj, в масштабе Мрг. 3.5. Вычисление и построение графика суммарной силы, действующей вдоль оси цилиндра Суммарная сила РΣ, действующая на поршневой палец по направлению оси цилиндра, вычисляется алгебраическим сложением газовой силы Рг и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Рj. При исчислении величины силы РΣ для различных значений угла пользуются данными табл. 1. Результаты вычислений сведены в табл. 1 с помощью которой строится график силы РΣ = f(α) на той же координатной сетке и в том же масштабе Мрг, что и графики сил Рг и Рj. 3.6. Вычисление и построение графика суммарной тангенциальной силы Суммарная тангенциальная сила ТΣ действующая на шатунную шейку кривошипа и создающая на валу двигателя крутящий момент, вычисляется по формуле:
Значения тригонометрического многочлена, входящего в формулу, для различных значений α выбираем из таблицы 2.5 [1, стр. 38] Для α = 30 º
Значение силы РΣ (с учетом знака) берутся из табл.1. Результаты вычислений силы ТΣ заносятся в табл. 1. По этим данным на новой координатной сетке строится график суммарной тангенциальной силы ТΣ = f(α).
www.coolreferat.com
Андрей Яковенко
Двигатель внутреннего сгорания (ДВС) является сложной системой, в связи с чем его расчет и анализ весьма трудоемки. Сегодня в связи с развитием систем твердотельного моделирования появилась возможность упрощения процессов проектирования как двигателя целиком, так и его отдельных компонентов. Кроме того, при использовании встроенных операций в комплексах твердотельного моделирования возможно получение информации, которая до этого находилась путем сложных расчетов, занимавших много времени. Например, с помощью операции «Характеристики» в системе T-FLEX CAD 3D можно определить следующие параметры: площадь поверхности, объем, массу, положение центра масс относительно выбранной системы координат, а также моменты инерции относительно осей заданной системы координат. Указанная информация является весьма ценной для качественного проектирования ДВС, а трудоемкость ее получения при ручном проектировании или при работе в системах 2D-проектирования несопоставимо выше. Кроме того, определение необходимых характеристик в системах плоского моделирования весьма сложно автоматизировать.
В данной статье рассмотрены работы по моделированию отдельных механизмов ДВС и полученные результаты по автоматизации проектирования ДВС на кафедре «Теплотехника и автотракторные двигатели» Московского автомобильно-дорожного института (МАДИ (ГТУ)). На кафедре в течение длительного времени накоплен большой опыт по созданию САПР «ДВС». В рамках данной деятельности для отработки подходов к построению этой САПР и для уточнения методик проектирования перед студентами по специальности «Двигатели внутреннего сгорания» была поставлена задача смоделировать отдельные механизмы реально существующего двигателя внутреннего сгорания. В качестве прототипа был выбран двигатель ВАЗ-21083. На основании имеющихся чертежей общего вида были смоделированы параметрические модели кривошипно-шатунного механизма (КШМ), механизма газораспределения (МГР) и привода распределительного вала.
Система T-FLEX CAD содержит обширный набор функций для решения поставленной задачи. В частности, возможность вставки как 2D-, так и 3D-фрагментов позволяет создавать модели двигателей нужной компоновки, будь то линейная или V-образная. А использование диалогов для вставки фрагментов позволяет специалистам быстро создавать отдельные компоненты САПР, которые будут использоваться многими проектировщиками. При решении поставленной задачи данная возможность очень важна. Можно создавать двумерные чертежи и трехмерные модели отдельных деталей механизмов, а потом формировать ДВС нужной компоновки. Если потребуется заменить, например, поршень, то благодаря поддержке системой механизма функциональных замен вся задача сведется лишь к изменению названия файла фрагмента. При этом все взаимосвязи между элементами сборки сохранятся.
Указанная задача решалась нами в несколько этапов:
1. Создание двумерных чертежей и трехмерных моделей отдельных деталей.
2. Создание двумерных и трехмерных сборок первого уровня.
3. Создание сборок механизмов КШМ и МГР без привода распределительного вала.
4. Создание сборки механизмов КШМ и МГР вместе с приводом распределительного вала.
5. Анимация полученных сборок КШМ, МГР и КШМ, МГР и привод распределительного вала.
Рассмотрим более подробно каждый этап.
Для выполнения поставленной задачи студенты были объединены в три группы. Одна группа моделировала КШМ, другая МГР без привода распределительного вала, третья привод распределительного вала. Все работы производились с использованием двух чертежей общего вида, где были обозначены размеры отдельных деталей. На данном этапе студенты сначала обучались навыкам работы в системе T-FLEX CAD, а потом приступали к работе. При моделировании отдельных деталей узлов необходимо было достичь максимальной параметризации чертежей, а T-FLEX CAD в полной мере предоставляет такие возможности. В результате были созданы двумерные параметрические чертежи отдельных элементов двигателя и их трехмерные модели (рис. 1, 2, 3).
На основе полученных моделей были созданы сборки первого уровня отдельных узлов в механизмах двигателя: поршневой группы и группы шатуна в КШМ, клапанные узлы, привод распределительного вала. Здесь следует особо отметить возможность разбирать данные сборки с помощью специальной команды «Разборка», что дает наглядное представление об устройстве сборочного узла (рис. 4, 5, 6, 7).
На данном этапе моделирования создавались сборки отдельных механизмов (рис. 8, 9, 10). Эти элементы называются сборками второго уровня, так как в их составе, помимо обычных фрагментов, наличествуют и сборки первого уровня.
Это самый сложный этап всей операции моделирования, но не в плане сборки, а в плане обеспечения такого взаимного положения всех смоделированных элементов, чтобы они соответствовали реальной картине при движении механизмов.
Данный и следующий этапы были выполнены под руководством доцента кафедры Татьяны Юрьевны Кричевской. Сборка создавалась с помощью уже упомянутой операции вставки фрагментов с использованием трех файлов, содержащих по отдельности КШМ, МГР без привода распределительного вала и привод распределительного вала. После вставки соответствующих фрагментов в их переменные записывались необходимые выражения для того, чтобы осуществить правильность установки фаз газораспределения в соответствии с их реальными значениями. Общий вид сборки представлен на рис. 11.
Параллельно с созданием параметрических чертежей и трехмерных моделей указанных механизмов проводилась их анимация, которая осуществлялась следующим образом. В КШМ задавалась переменная, задающая угол поворота коленчатого вала, а на чертеже КШМ эта переменная присваивалась реальному углу между кривошипом коленчатого вала и осью цилиндра. Далее в процессе создания каркасной схемы КШМ все последующие построения связывались с указанным углом. После этого в диалоговом окне операции «Анимация» в качестве изменяемой переменной задавалась переменная угла, затем указывались диапазон значений (как правило, два оборота, то есть 720°), шаг анимации и некоторые дополнительные параметры, например название камеры, с которой осуществлялась запись, название файла, в который осуществлялась запись анимации, название кодека для записи и т.д.
Анимация МГР имела некоторые отличия: за основу был выбран поворот распределительного вала, задавались законы движения клапанов и фазовый сдвиг, соответствующий порядку работы цилиндров двигателя.
При создании анимации сборки «КШМ, МГР и привод МГР» основной переменной являлся угол поворота коленчатого вала, к которому привязывались переменные соответствующих фрагментов. Кроме того, проверялась правильность установки фаз газораспределения.
После анимации указанных механизмов, сборки и записи видеороликов с анимацией мы сделали фильм, в котором были представлены не только вышеназванные видеоролики с анимацией, но и видеоролики, показывающие работу отдельных деталей и узлов механизмов. Этот фильм вместе с другими работами кафедры «Теплотехника и автотракторные двигатели» был продемонстрирован на выставке достижений МАДИ (ГТУ) в июне прошлого года и вызвал интерес у посетителей.
В заключение хотелось бы еще раз отметить, что возможности T-FLEX для моделирования всего двигателя и его отдельных деталей и механизмов очень широки и что этот комплекс предоставляет для решения данной задачи обширный набор инструментов, который к тому же динамично расширяется. Большая часть работ была выполнена студентами дома в учебной версии системы T-FLEX CAD, которая свободно распространяется разработчиком «Топ Системы» (www.topsystems.ru).
По итогам применения системы T-FLEX CAD 3D на нашей кафедре можно сделать следующие выводы:
1. За год использования системы T-FLEX CAD 3D разработаны методы формализованного 3D-описания применительно к поршневому двигателю внутреннего сгорания.
2. Созданы макеты отдельных модулей моделирования конструкции ДВС.
3. Отработана методика обучения студентов навыкам коллективного проектирования деталей и механизмов ДВС.
4. На основе полученного опыта была разработана программа дальнейших работ по созданию САПР ДВС на основе системы T-FLEX CAD 3D, которая включает создание моделей других систем двигателя (в частности, планируется создание модели системы питания дизельного двигателя, моделирование процессов, происходящих при работе системы).
«САПР и графика» 2'2005
sapr.ru
Министерство образования Российской Федерации
Филиал Санкт-Петербургского государственного морского технического университета
СЕВМАШВТУЗ
Курсовой проект
Дисциплина: “Судовые дизеля”
Тема “Проектирование судового двигателя внутреннего сгорания”
Северодвинск
2006
Исходные данные
Тип судна – сухогруз
Водоизмещение D=2400тонн
Скорость судна u =16 узлов
Степень сжатия e= 15
Массовая доля углерода С=84%
Массовая доля водорода H=15%
Массовая доля кислорода О=1%
Введение
Судовая энергетическая установка (СЭУ) предназначена для обеспечения движения судна и снабжения необходимой энергией всех судовых потребителей. От СЭУ существенно зависят экономические показатели транспортного судна, уровень его строительной стоимости и текущих эксплуатационных затрат по содержанию. Затраты на СЭУ в среднем составляют 20...35 % общей строительной стоимости судна и 40...60 % затрат на содержание судна на ходу. Кроме того, основные качества транспортных судов - безопасность плавания, мореходность и провозоспособность - в значительной мере обеспечиваются СЭУ. В связи с этим проектирование СЭУ является одним из важнейших этапов создания судна.
Механизмы и оборудование СЭУ, предназначенные для обеспечения движения судна, составляют главную энергетическую установку (ГЭУ). Основными элементами ГЭУ являются главный двигатель, валопровод и движитель.
Источники электроэнергии с первичными двигателями, преобразователями и передаточными трассами составляют электроэнергетическую установку.
Технические комплексы, обеспечивающие различные судовые нужды (опреснение воды, паровое отопление, кондиционирование воздуха и т.д.), относятся к вспомогательной установке.
Функционирование главной, вспомогательной и электроэнергетической установок обеспечивается различными системами, основными из которых являются топливные, масляные, охлаждения, сжатого воздуха, газоотвода и др.
Эффективное использование ДЭУ, надёжная их эксплуатация и высокая производительность труда обслуживающего персонала обеспечиваются комплексной автоматизацией установки. Автоматизированные ДЭУ с безвахтенным обслуживаем получили широкое распространение на судах морского флота.
1. Выбор главных двигателей и основных параметров
1.1 Определение суммарных мощностей главных двигателей
Примерное значение мощности можно определить при помощи адмиралтейского коэффициента:
кВт Где: D=2400т – водоизмещение судна
u=16 узлов – скорость судна
1/С – обратный адмиралтейский коэффициент
Принимаем СОД фирмы S.E.M.T. с эффективной мощностью Nец =650 э.л.с., числом цилиндров i=6, отношением S/D=1.2, числом оборотов n=520 об/мин
1.2 Выбор основных параметров дизеля
Одна из основных задач проектирования – правильный выбор типа главного двигателя. Исходным данным для этого служит тип и назначение судна, районы плавания, режимы работы установок, условия размещения двигателей, требования к массогабаритным показателям установки, а также требования регистра.
У меня двигатель СОД, может устанавливаться на СДУ и тепловозах, работает на лёгком топливе, тронковый, четырёхтактный, 6 цилиндровый (V-образный).
Мощность дизеля:
По агрегатной мощности (Nе ) дизель относится к дизелям мощным (2000-20000) л.с.
Цилиндровая мощность изменяется в широких приделах в зависимости от D, S, n и Pe:
Nец =(Nе )/(i)=3328/6=554.7 л.с. < 650 л.с. (у двигателя)
Частота вращения и средняя скорость поршня:
Главным критерием быстроходности дизеля яв-ся средняя скорость поршня:
Cm =
Зная агрегатную и цилиндрическую мощность, число оборотов, принимаем Ø цилиндра D и ход поршня S.
Выбранные значения D и S, их отношение и средняя скорость поршня Cm должны соответствовать классу проектируемого двигателя:
для СОД
n = 300÷700 об/мин
S/D = 1.0÷1.8
Cm = 7÷10 м/с
Принимаем для СОД при частоте оборотов n =520 об/мин; S=470 мм; D=390 мм
Cm =
м/с. Габариты ДВС:
-Длина двигателя на фундаментной раме:
L=i×a×D=6×1,3×390=3042 мм
Где: I=6 - число цилиндров
а=1.2÷1.4 – для 4-х тактного двигателя.
D=390 мм - диаметр цилиндра,
-Ширина двигателя на фундаментальной раме:
B=b×S=2.2×470=1034 мм.
Где: b=2.1÷2.4- коэффициент для СОД
S=470 мм – ход поршня
-Высота двигателя от оси коленчатого вала до крайней верхней точки:
h2 =b1 ×S=4.8×470=2256 мм.
Где: b1 =4.6÷5 - коэффициент для тронковых ДВС
-Расстояние по высоте от оси коленчатого вала до нижней точки:
h3 =b2 ×S=1.5×470=705 мм.
Где: b2 =1.25÷2
-Общая высота двигателя:
Hд =h2 +h3 =2961 мм.
-Масса двигателя через удельную массу:
Gд =gд ×Nе =15×2447=36705 кг
Где: gд =10÷20 кг/кВт - удельная масса
-После принятия решения о размере двигателя следует оценить значения среднего эффективного давления:
, Где: z=0,5- коэффициент тактности для четырехтактных дизелей.
Полученное значение Pe сравниваем со значением двигателей и делаем вывод о возможности достижения в проектном решении величины Nе .
2. Тепловой расчёт ДВС
2.1 Теплота сгорания топлива
Низшая теплота сгорания топлива может быть определена по формуле Д.И.Менделеева:
QH =33,9·С+103·Н-10,9· (О-S)– 2,5·W
Полагая С=84%, Н=15%, О2 =1%, получим
QН =33,9×0,84+103×0,15-10,9×0,01=43.817 МДж/кг
2.2 Процесс пополнения
-Давление в конце пополнения:
=
МПа Где: j=0.6÷0.7- коэффициент скорости истечения.
Т0 =293К - температура окружающей среды.
С1 - скорость поступающего заряда через сечения клапана
С1 =Сm ×k=8.14×7.5=61.05 м/с
к=6÷9 - коэффициент, выражающий отношение площади поршня F к расчётной площади сечения всех полностью открытых впускных клапанов.
Cm =8.14 м/с – средняя скорость поршня
C2 =1,57×C1 =1,57×61.05=95.85 м/с – наибольшая скорость протекания свежего заряда через выпускной клапан.
-Коэффициент остаточных газов для расчёта четырёхтактного двигателя с наддувом:
=
Где: Dt=170 C – повышение температуры воздуха вследствие нагрева в системе двигателя.
e=15 – степень сжатия
Тг =800К – температура остаточных газов
Рг =105000 Па – давление остаточных газов
-Температура смеси в конце наполнения:
-Коэффициент наполнения через коэффициент остаточных газов:
2.3 Процесс сжатия
Давление конца сжатия:
МПа Где: n1 =1,38- показатель политропы
Температура конца сжатия:
К 2.4 Процесс сгорания
Прежде всего необходимо определить кол-во воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1 кг. топлива:
(кмоль/кг) Действительное количество воздуха:
Ms =a×M0 =1.8×0.51=0,918 кмоль/кг
Где: a=1.3÷1.8 – коэффициент избытка воздуха при горении
Мольное количество смеси воздуха и остаточных газов, находящихся в цилиндре до горения: M1 =(1+gг )×MS =(1+0,036)×0,978=1.005 кмоль/кг
Количество молей продуктов сгорания:
(кмоль/кг) Действительный коэффициент молекулярного изменения:
Мольное количество остаточных газов:
кмоль/кг 
0.955=0.918+0.0375
СО2 :
: 
0.07+0.075=0.145
Количество СО2 :
Х=0,48=48% Н2 О:
Х=0,52=52% 
0.0375=0.018+0.0195
воздух 0,918 0,961
СО2 0,018 0,019 =1
Н2 О0,0195 0,020
Теплоемкости смеси газов определим по формулам:
, 
, 
Температура
определяется из уравнения сгорания. Уравнение сгорания для смешанного цикла: 
mirznanii.com
