Тепловой расчет двигателя М-412

(mC_v)^tc_to=a_c+B_c×T_c ×10^-3              (3.23)

tс=Т_с-273 ; a_c = 20,6; B_c = 2,638; T_c = 711-273 = 438°С            

(mC_v)^tc_to=20.6+2.638×438×l0^-3 = 21,755 кДж/кмоль град

    4.8. Процесс сгорания.

     Средняя  мольная теплоемкость в конце сжатия остаточных газов. При α=0.96, t_c=438°С . по таблице 1 с.12 [2]

(mC_v")^tc_to - определяется методом экстраполяции , (mC_v")^tc_to = 23,611+(24,041 – 23,611) × 38/100 = 23,774  кДж/кмоль град

Средняя мольная  теплоемкость в конце сжатия рабочей  смеси.

(mC_v')^tc_to=×[(mC_v)^tc_to+γ_r×(mC_v")^tc_to] (кДж/кмоль град)       (3.24)

(mC_v')^tc_to=1/1 + 0,04317×[21,755 + 0,04317 × 23,774] = 21,838 кДж/кмоль град 

Определяем  коэффициент молекулярного изменения  горючей смеси.

μ₀=                      (3.25)

α₁=0.96, n=5800мин^-1

μ₀ = 0,525/0,496 = 1,0585

Коэффициент изменения  молекулярной смеси.

μ=            (3.26)

μ = 1,0585+ 0,04317 / 1 + 0,04317 = 1,0561

     Потеря  части теплоты сгорания из-за  химической не полноты сгорания  топлива.       ∆Н_u=119950×(1-α)×L₀      (3.27)

∆Н_u =119950 × (1- 0,96) × 0,508 = 2437,4 кДЖ/кг

Н_РАБСМ =(H_u-∆H_u)/Mг₁(l+γ_г)     (3.28)

Н_РАБ.СМ. = (43251 – 2437,4) / 0,496 × (1+ 0,04317) = 78880,2 кДЖ/кг_раб.см.

Средняя мольная  теплоемкость продуктов сгорания.

(mC_v")^tz_tc=(l/M₂)×[M_co2×(mC"_vco2)^tz_tc+M_co(mC"_vco)^tz_tc+М_Н2о(mC"vн2о)^tz_tc+М_Н2(mС"v_Н2)^tz_tc+M_N2(mC"_vN2)^tz_tc] (кДж/кмоль град)     (3.29)

(mC_v")^tz_tc = 1 /0,525 × [0,06614 × (39,123 + 0,003349×t_z) +0.00586 ×(22.49 + 0.00143 × t_z) + 0.06064×(26.67+0.004438 × t_z) + 0.00257 ×( 19.678 + 0.001758 ×t_z) + 0.385 ×(21.951 +0.001457 ×t_z)]  = 1 / 0.525× [12.840557 + 0.0010644×t_z] = 24.4582 + 0.00203t_z

Температура в  конце видимого процесса сгорания.

Максимальная  температура газов в процессе сгорания T_z (К) определяется из уравнения для бензиновых двигателей α<1.

ξ_z×Н_РАБСМ +(mC_v')^tc_to×t_c= η×(mC_v")^tz_to×t_z              (3.30)

Величина коэффициента использования теплоты ξ в результате значительно догорания топлива в процессе расширения снижается при максимальных значениях частоты вращения колен вала, а при малых оборотах увеличивается потери тепла через стенки цилиндров и не плотности между поршнем и цилиндром, поэтому коэффициент использования теплоты снижается более интенсивно. Для карбюраторных двигателей ξ_z = 0,85…0,915

Принимаем ξ_z = 0,9

0,9 × 78880,2 + 21,838 × 1,056 (24,4582 + 0,00203 t_z)

71014,02 = 25,83 t_z + 0,00214 t_z²

0,00214 t_z²+25,83 t_z – 71017,02 = 0

t_z = -25,83 + √25,83²+ 4 × 0,00214 × 71014,02 / 2 × 0,00214 = 2304°С

     Температура  в конце сгорания теоретическое.

T_z=2304+273=2577 К

     Максимальное  давление сгорания теоретическое.

Р_z=Р_с×μ×T_z×/T_c  (МПа)       (3.31) 

Р_z= 1,549 × 1,0561 × 2577/711 = 5,9293 МП_а

     Максимальное  давление сгорания действительное.

Р_zд=0.85×P_z     (МПа)              

   Р_zд = 0,85 × 5,9293 = 5,04 МП_а

  Степень  повышения давления действительное.   λ=P_zд/Р_с     (3.32)

λ  = 5,9293/ 1,549 = 3,828

для бензиновых двигателей λ = 3,6… 4,2

4.9. Процесс расширения и выпуска.

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по монограмме при заданном значении степени сжатия ε=9.5 для прототипа двигателя, соответствующих значений α=0.96 и максимальной температуры сгорания T_z=2577К, а средний показатель адиабаты определяется по более принятому значению показателей политропы . К₂=1.253, n₂=1.25  

Давление и  температура в конце процесса расширения.

Р_в= P_Zд/εⁿ²      (3.33)

Р_в= 5,9293 / 8,8^1,25 = 0,3912 МП_а

Т_в= T_z/ε^n2-1     (3.34)

Т_в= 2577 / 8,8^0,25 = 1496,3 К

Правильность  сделанного выбора параметров процесса впуска производим по температуре остаточных газов   Т_г=    (3.35)

Т_г = 1496/ ³√0,3912/0,105 = 1004 К

Значение температуры  от исходных данных отличается не более  чем на 5% что указывает на верный расчет. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5.Индикаторные параметры рабочего цикла.

    5.1 Теоретическое средне индикаторное давление.

Р_i’=[(1×)-(1-)]   (МПа)      (3.36)

Р_i’ =1,549/8,8–1[3.828/1.25–1(1-1/ 8.8^1.25-1)–1/1.35–1(1-1/8.8^1.35-1)] = 0.1986 [15.312× (0.4194)- 0.7407 ×(1-0.74074)] = 1.2067 МП_а

Действительное  средние индикаторное давление рассчитывается с учетом коэффициентом полноты  индикаторной диаграммы и среднего насосных потерь на газообмен.   Р_i= Р’_i×φ_пд-∆P_i         (3.37)

φ_пд- коэффициент индикаторной диаграммы. φ_пд =0.94 . . .0.97

При проведении расчетов потери на газообмен учитываются  в работе затраченные на механические потери, с учетом этого принимаем  средние индикаторное давление P_iотличается от теоретического давления P_i’ только на коэффициент полноты диаграммы.

   P_i=0.96×P_i’   (МПа)      (3.38)

   P_i=0.96× 1,2067 = 1,1343 МП_а

При работе на полной нагрузке величина действительного  среднего индикаторного давления для  четырехтактного карбюраторного двигателя  составляет 0,9...1,5 МПа, расчетное значение P_i= 1.1343 МПа, что соответствует действительному циклу.

5.2   Индикаторный КПД:  η_i=P_i×l_o×α/(H_u×ρ_o×η_v)       (3.39)

η_i= 1,1343 × 14,722 × 0,96 / 3,251 × 1,189 × 0,862 = 0,3616

     В  современных автотракторных двигателей  работающих на номинальном режиме , величины индикаторного КПД  для карбюраторных двигателей  составляют 0.26 ...0.45.

     5.3   Индикаторный удельный расход топлива. g_i=3600/(H_u×η_i)        (3.40)

g_i=3600/(43,251 × 0,3616) = 230,19 г/кВт ч

Удельные расходы  топлива на номинальном режиме составляют g_i-182...320 (г/кВт ч)

6. Эффективные показатели двигателя.

     6.1 Среднее давление механических потерь.

Среднее давление механических потерь Р_м определяется по эмпирическим формулам в виде

Р_м = а+в С_п.ср.              (3.41)

где С_{п.ср –} средняя скорость поршня, предварительно принимаемая в пределах 6… 15 м/с; а,в – постоянные коэффициенты. 

Для карбюраторных  двигателей с 8 цилиндровым двигателем и отношением S/D при полностью открытом дросселе.

Р_м = 0,039 + 0,0132 С_п.ср            (3.42)

Для рассчитываемого  двигателя при ходе поршня S = 95 мм значение средней скорости поршня определяется по формуле

С_п.ср = S×n_N/10³ × 30             (3.43)

С_п.ср = 75 ×5800 / 10³ ×30 = 14,5 м/с

S/D=80/92=0.87<1 ;при S/D<1

Р_м=0.039+0.0132×Vcp,

Для бензиновых двигателей , С_п.ср - 12...15 м/с.

Тогда     Р_м = 0,039 + 0,0132 × 14,5 = 0,2304 МП_а 

     У  современных автотракторных двигателях  при частоте вращения KB соответствующей номинальной мощности двигателя средняя скорость поршня изменяется для бензиновых двигателей в следующих пределах С_ср=6…15 м/с. Значение среднего давления механических потерь изменяется для карбюраторных двигателей в пределах Р_м=0.15…0.25 МПа

     6.2   Среднее эффективное давление.

P_e=P_i-P_м   (МПа)         (3.44)

P_e= 1,1343 – 0,2304 = 0,9039 МП_а

     6.3    Механический КПД двигателя.

η_м=  ;η_м=1-  (МПа)         (3.45)

η_м = 0,9039 / 1,1343 = 0,7969 МП_а

Значение для  механического КПД η_м = 0.7 .. .0.9 МПа

6.4 Эффективный КПД двигателя.

η_е=η_i×η_m(МПа)             (3.46)

η_е= 0,3616 × 0,7969 = 0,2882

Для четырехтактных карбюраторных двигателей η_е= 0,25…0,33

6.5 Эффективный удельный расход топлива.

g_e=  (г/кВт ч)            (3.47)

g_e = 3600 / 43,251 × 0,2882 = 288,81 г/кВт ч.

g_e = 250…325 г /кВт ч по нормативам.

     Результаты расчетов сводим в таблицу

    Таблица(2) 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7. Основные параметры цилиндра и двигателя.

7.1  Объем цилиндров.

По заданным значениям эффективной мощности N_eчастоты вращения КВ n_e, тактности двигателя τи расчётному эффективному давлению определяем объём всех цилиндров (литраж двигателя).

V_л=  (л)      (3.48)

V_л = 30 × 4 × 55 / 0,9039 × 5800 = 1,26 л.

Рабочий объём одного цилиндра

V_h=V_л/I  (л)       (3.49)

V_h= 1,26 / 4 = 0,315 л.

7.2   Диаметр цилиндра.

С учётом поршня предварительно принятого прототипа  двигателя S=95мм определяем диаметр цилиндра.

D_ц=2×10^{3  (мм)}       (3.50)

D_ц=2×10³ = 2×10³ ×0,038 = 76 мм      

7.3  Основные параметры показателей двигателя.

По окончательно принятым значениям D и S определяем основные параметры показателей двигателя.