де pВ – тиск у впускному трубопроводі, Dpа – опір впускної системи.
Опір впускної системи визначається за залежністю
Dpа = k1×w2 = k2×n2,
де k1 i k2 – коефіцієнти пропорціональності, w – швидкість пальної суміші у впускній системі (w = 40 – 80 м/с), n – частота обертання колінчастого вала.
Наближено опір впускної системи може бути визначений за емпіричною формулою
Dpа = (0,05 – 0,1) pВ.
Для дизелів приймаються нижчі значення коефіцієнта у даній залежності, для бензинових двигунів – вищі.
Орієнтовні значення основних параметрів газообміну, визначених експериментально, наведені в таблиці 1.
Бензиновий двигун
Дизелі
без наддуву
з наддувом
Тиск кінця випуску pr, МПа
0,102–0,120
0,102–0,125
(0,75–0,95)pк*
630 – 730
330 – 630
Тиск кінця випуску pа, МПа
0,08 – 0,09
(0,9–0,96)pк
Температура кінця випуску Та, С
47 – 107
37 – 77
47 – 127
* pк – тиск наддуву
При термодинамічному розрахунку процесу стиску вважають, що він протікає на протязі всього ходу поршня від н.м.т. до в.м.т. В теорії поршневих двигунів внутрішнього згорання прийнято вважати, що стиск проходить політропічно з постійним середнім показником n1 по рівнянню = const. Тоді тиск заряду в кінці стиску
pc = pa ,
де e – ступінь стиску.
Температура заряду в кінці стиску
Tc = Ta
Орієнтовні значення параметрів кінця стиску і показника n1 подані в таблиці 2.
Параметр
з наддувом*
Ступінь стиску e
6 – 11
15 – 23
12 – 15
Середній показник політропи стиску n1
1,34 – 1,38
Тиск в кінці стиску pс, МПа
0,9 – 1,3
2,9 – 6,0
до 8,0
Температура в кінці стиску Тс, С
330 – 480
430 – 630
до 730
* тиск наддуву pк £ 0,2 МПа
Горіння є складним фізико-хімічним процесом. На більшу частину показників двигуна впливають, однак, не фізико-хімічні особливості процесу горіння, а закономірності тепловиділення і викликаних ним зміни тиску і температури в циліндрі. Ними визначаються енергетичні і економічні показники циклу, статичні і динамічні навантаження на деталі, що оцінюються максимальним тиском циклу і швидкістю наростання тиску при горінні, теплова напруженість деталей.
Задовільні показники роботи двигуна забезпечуються при тепловиділенні, що починається за 5 – 150 до в.м.т. і завершується через 45 – 500.
Максимальний тиск робочого процесу бензинового двигуна визначається по формулі
pz = lpc,
де l – ступінь підвищення тиску в процесі горіння.
Дійсне значення максимального тиску для карбюраторних двигунів рівне
pzд » 0,85 pz.
Параметри стану робочого тіла в кінці видимого горіння наведенні в таблиці 3.
однопорожнинні
двопорожнинні
Тиск газів pz, МПа
3 – 5,5
7,5 – 12,5*
5,5 – 7,5
Ступінь підвищення тиску l
3,8 – 4,2
1,7 – 2,1
1,2 – 1,8
Температура Тz, С
2200 – 2500
1500 – 1900
1400 – 1700
* верхні значення для двигунів з наддувом.
В процесі розширення здійснюється основна частина позитивної роботи циклу. Як і для процесу стиску, дійсний процес з змінним показником політропи може бути замінений умовним з середнім показником, який вибирають так, щоб тиски на початку і в кінці процесу були такими ж, як і в дійсному процесі. Параметри стану робочого тіла в кінці розширення наведені в таблиці 4.
Дизель без наддуву
Показник процесу розширення n2
1,23 – 1,34
1,15 – 1,28
Тиск в кінці розширення pr, МПа
0,35 – 0,50
0,2 – 0,4
Температура в кінці розширення Тr, С
930 – 1230
730 – 930
2. Кінематика кривошипно-шатунного механізма
При роботі поршневого двигуна в його кривошипно-шатунному механізмі виникають сили, які визначають умови роботи окремих деталей, а також самого двигуна в цілому.
Величина і характер зміни цих зусиль можуть бути визначені за допомогою рівнянь кінематики і динаміки кривошипно-шатунного механізма. Ці рівняння дозволяють також визначити точне положення для будь-якого кута повороту колінчастого вала, що дуже важливо для розрахунку процесів сучасних автомобільних і тракторних двигунів.
При розгляді кінематики КШМ вважають, що кутова швидкість обертання колінчастого вала w постійна і, відповідно, кут його повороту пропорційний часу t.
В деяких автомобільних і тракторних двигунах застосовують кривошипно-шатунний механізм, у якого вісь циліндра не перетинає вісь колінчастого вала, а зміщена відносно неї на деяку відстань. Такий механізм називають дезаксіальним. Дезаксіал також може бути отриманий зміщенням осі поршневого пальця.
До переваг дезаксіального КШМ слід віднести:
зменшення різниці в тиску поршня на праву і ліву сторони циліндра, що забезпечує більш рівномірне зношування двигуна;
менша швидкість поршня біля В.М.Т., завдяки чому покращується процес згорання робочої суміші;
при нижньому розміщені газорозподільного вала є можливість зменшити відстань між осями колінчастого і газорозподільного валів, а разом з тим діаметри розподільних шестерень і габарити картера привода.
2.1 Кінематика центрального кривошипно-шатунного механізма
Схема центрального КШМ подана на рис.3. Залежність між кутом повороту колінчастого вала і відповідним йому часом є такою
, (1)
де j – кут повороту колінчастого вала, град; t – час, що відповідає цьому куту, сек; n – число обертів колінчастого вала, об/хв.
За вихідне приймаємо таке положення КШМ, при якому поршень знаходиться у верхній мертвій точці (в.м.т.). Вводимо такі позначення: r – радіус кривошипа; l – довжина шатуна; S=2r – хід поршня; s – шлях поршня (переміщення від в.м.т.), що відповідає повороту колінчастого вала на кут j; b – кут відхилення осі шатуна від осі циліндра.
2.1.1 Шлях поршня
Визначимо залежність шляху поршня від відповідного кута повороту колінчастого вала. З рис.2 шлях поршня S рівний
S = OA – OA1
або
S = (r + l) – (r×cosj + l×cosb) = r×(1 - cosj) + l×(1 - cosb) =
= r×[(1 - cosj) + ×(1 - cosb)].
Рис.3 Схема центрального КШМ
Ввівши позначення , отримаємо
S=r×[(1-cosj) + ×(1-cosb)]. (2)
З рис.2 слідує, що BC = r×sinj = l×sinb. Звідси sinb = ×sinj = l×sinj.
Так як то, розкладаючи праву частину цього виразу в ряд за біномом Ньютона, отримаємо
cosb=1 - ×l2×sin2j - ×l4×sin4j - ×l6×sin6j
В цій формулі значення членів, які включають величину l в степені вище першої, швидко зменшуються. Це дозволяє з достатньою для практики точністю обмежитися першими двома членами розкладу, тобто
cosb = 1 – 0,5×l2×sin2j. (3)
Тоді вираз для шляху поршня
S = r×(1 - cosj) + ×[1 - (1 - 0,5×l2×sin2j)] = r×(1 - cosj) + 0,5×l×r×sin2j.
Так як , то S » r×(1 - cosj) + ×(1 – cos2j).
Після ряду перетворень отримаємо:
S= r{(1 + ) – [cosj + cos2j]}. (4)
2.1.2 Швидкість поршня
Наближену формулу для визначення швидкості поршня отримаємо, диференціюючи вираз (4) по часу:
Так як = w – кутова швидкість колінчастого вала, то
V = r×w×(sinj + 0,5×l×sin2j). (5)
2.1.3 Прискорення поршня
Формулу для визначення прискорення поршня отримаємо диферент ціюванням виразу (5) по часу
j = = r×w×cosj× + l×r×w×cos2j×.
Звідси
j = r×w2×(cosj + l×cos2j). (6)
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13
