Центральная Научная Библиотека

Новости

Разделы

Работы

Контакты

E-mail

Главная

Меню

· Главная
· Биржевое дело
· Военное дело и   гражданская оборона
· Геодезия
· Естествознание
· Искусство и культура
· Краеведение и   этнография
· Культурология
· Международное   публичное право
· Менеджмент и трудовые   отношения
· Оккультизм и уфология
· Религия и мифология
· Теория государства и   права
· Транспорт
· Экономика и   экономическая теория
· Военная кафедра
· Авиация и космонавтика
· Административное право
· Арбитражный процесс
· Архитектура
· Астрономия
· Банковское дело
· Безопасность   жизнедеятельности
· Биржевое дело
· Ботаника и сельское   хозяйство
· Бухгалтерский учет и   аудит
· Валютные отношения
· Ветеринария

Методика теплового расчета двигателя внутреннего сгорания

Содержание

Введение
1. Исходные данные
2. Параметры рабочего тела
2.1 Расчет теоретически необходимого количества воздуха
2.2 Расчет количества свежего заряда
2.3 Расчет количества продуктов сгорания
2.4 Расчет объёмных долей компонентов продуктов сгорания
3. Расчет параметров наддува
4. Расчет процесса впуска
5. Расчёт процесса сжатия
6. Расчет процесса сгорания
7. Расчёт процесса расширения
8. Проверка расчета процесса впуска
9. Расчет показателей рабочего цикла
10. Определение основных размеров цилиндра
11. Расчёт и проектирование системы наддува
12. Построение индикаторной диаграммы
Выводы
Список литературы
Приложения

Реферат

Цель курсового проекта ознакомиться с методикой теплового расчета двигателя внутреннего сгорания и выполнить расчет для прототипа двигателя марки MAN.

Тепловой расчёт двигателя включает:

1) Расчёт всех основных процессов цикла (впуска, сжатия, сгорания, расширения, выпуска) и определение параметров рабочего тела (объёма, давления) в характерных точках цикла (a, c, z', z b, r). На основе этих расчётов строят индикаторную диаграмму в системе координат p-v.

2) Определение основных энергетических индикаторных показателей, среди которых:

Li - индикаторная работа цикла;

Pi - среднее индикаторное давление, а также экономических индикаторных показателей; среди них:

i - индикаторный к. п. д.;

gi - удельный индикаторный расход топлива.

После оценки механического к. п. д. двигателя определяют также аналогичные эффективные показатели: (энергетический (Ре) и экономические (e, ge)).

3) Определение основных размеров цилиндра (диаметра D и хода поршня S), а также характерных объёмов:

рабочего объёма цилиндра Vh;

объёма камеры сжатия Vc;

полного объёма цилиндра Va;

литража двигателя .

Тепловой расчёт выполняют для нормального режима.

Наддув, степень сжатия, цилиндр, коэффициент избытка воздуха, рабочее тело, индикаторное давление.

Введение
В качестве источника механической энергии на современных автомобилях и тракторах применяют в основном двигатели внутреннего сгорания (ДСВ). В ДСВ химическая энергия топлива преобразуется сначала в тепловую в процессе сгорания, а затем теплота превращается в механическую энергию на валу двигателя. Вырабатываемая механическая энергия частично используется для обслуживания внутренних систем двигателя (охлаждения, смазки, питания), а также внешних систем автомобиля или трактора (электроснабжения; тормозных, если тормозные системы с гидро- или пневмоприводом и т.д.). Но основным потребителем механической энергии является движитель (приводные колёса или гусеницы), куда энергия подаётся с помощью трансмиссии.

Основные показатели автомобиля или трактора (скорость движения, максимальная грузоподъёмность, экономичность, экологические факторы и т.п.) определяются главным образом двигателем. Поэтому, представляется очень важным уметь прогнозировать показатели двигателя и его характеристики, чтобы удовлетворить требованиям транспортного средства.

На современных автомобилях и тракторных применяют главным образом четырёхтактные бензиновые и дизельные двигатели. Основным направлением их форсирования и улучшения показателей служат газотурбинный наддув и охлаждение надувочного воздуха. Поэтому, необходимо выполнять тепловой расчёт двигателей именно таких типов с ориентацией на лучшие результаты, достигнутые в практике мирового автотракторного двигателестроения.

Таким образом, тепловой расчёт двигателя является первой и необходимой ступенью в процессе проектирования и создания нового двигателя или в процессе совершенствования существующего.

1. Исходные данные
Исходные данные включают все необходимые для расчёта величины, а также важную информацию для обоснования выбора ряда констант и коэффициентов:

1 Тактность - четырёхтактный.

2 Вид топлива - бензин.

3 Мощность (эффективная) - Ne.

4 Частота вращения вала - n.

5 Степень сжатия - .

6 Коэффициент избытка воздуха - .

7 Давление наддува - Pk.

8Число цилиндров - i.

9 Отношение хода поршня к диаметру цилиндра - S/D.

Указанные величины в проектном расчёте предварительно оценивают, исходя из назначения двигателя, условий его работы, и пользуясь опытом отечественного и мирового автомобиле- и тракторостроения.

В средней климатической зоне, характерной для Украины, эти особенности можно не учитывать и расчёты вести при стандартных атмосферных условиях: Ро=0,101 МПа, То=293 К.

Для удобства исходные данные сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 - Исходные данные.

Ne, кВт	n, об/мин	e	a	Pk, Мпа	i	s/d	p0	T0	?	D, мм
169	2600	17	1,6	0,185	6	1,1	0,101	293	2	108,0

Прототип - MAN (Германия).

2. Параметры рабочего тела
Рабочее тело в цилиндре представляет собой в общем случае смесь воздуха, продуктов сгорания и паров топлива. Необходимо знать конкретный состав рабочего тела в каждом процессе, так как от этого зависят теплофизические свойства рабочего тела (теплоёмкости и показатель адиабаты).

2.1 Расчет теоретически необходимого количества воздуха

Теоретически необходимое количество воздуха определяют в расчёте на 1 кг топлива (жидкого):

массовое количество:

; (4.1)

мольное количество:

; (4.2)

где g02 и r02 - соответственно массовая и объёмная доли кислорода в атмосферном воздухе (для стандартной атмосферы доли кислорода стабильны и равны g02 =0,23, r02 =0,21);

C, H, O - элементарный состав топлива (массовые доли входящих в топливо химических элементов: углерода, водорода и кислорода см. таблицу 4.1).

Элементарный состав топлива определяют в зависимости от вида топлива. Основные данные о жидком топливе (дизельном топливе) приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Данные о бензине

тип	С	Н	О	??	Hu
Дизельное топливо	0,870	0,126	-	190	42,5

Проводим расчет по формулам 4.1, 4.2:

2.2 Расчет количества свежего заряда

Свежий заряд - это смесь, поступающая в цилиндр в процессе впуска. Количество свежего заряда определяют также в расчете на 1кг топлива.

В дизельном двигателе свежий заряд состоит только из воздуха:

массовое количество заряда

(4.3)

мольное количество заряда

(4.4)

Проводим расчет по формулам 4.3, 4.4:

2.3 Расчет количества продуктов сгорания

Массовое количество продуктов сгорания для всех типов двигателей определяется одинаково и по закону сохранения массы (в расчете на 1кг топлива) равно:

(4.5)

Мольное количество продуктов сгорания не равно мольному количеству исходных веществ, т.к. в процессе сгорания углеводородных топлив в воздухе изменяется количеством молекул.

Для стехиометрического состава смеси при полном сгорании:

(4.6)

В дизельном двигателе, который работает на бедных смесях, коэффициент избытка воздуха больше единицы; поэтому после сгорания остается избыточный воздух:

(4.7)

Важной характеристикой процесса сгорания является коэффициент молекулярного изменения, который равен отношению мольного количества продуктов сгорания к мольному количеству свежего заряда:

(4.8)

Для углеводородных топлив, сгорающих в воздухе характерна величина в > 1, что указывает на изменение количества молей в сторону увеличения.

2.4 Расчет объёмных долей компонентов продуктов сгорания
Для удобства расчётов продукты сгорания условно делят на две части:

1. продукты сгорания стехиометрической смеси (при б = 1);

2. избыточный воздух.

В дизельном двигателе объемная доля продуктов сгорания:

(4.9)

Объемная доля избыточного воздуха:

(4.10)

В расчетах целесообразно воспользоваться проверочным соотношением: r0 + rb = 10,6394+0,360 =1

3. Расчет параметров наддува
Многие современные бензиновые двигатели и большинство дизельных снабжены системами газотурбинного наддува, что позволяет значительно повысить мощность при практически тех же габаритах и одновременно снизить удельный расход топлива. Компрессор, установленный в системе газотурбинного наддува, должен создавать большее давление, чем давление наддува Рк, так как часть его тратится не сопротивление воздушного тракта между компрессором и двигателем.

Основным элементом, создающим сопротивление, является охладитель наддувочного воздуха. Последний конструируют так, чтобы он существенно снижал температуру воздуха, но мало влиял на давление. На основании статистических данных потери давления в охладителе составляют:

Следовательно, давление за компрессором:

(МПа) (5.1)

Степень повышения давления в компрессоре:

(5.2)

где Р0 - атмосферное давление.

Пpи сжатии воздуха в компрессоре происходит повышение его температуры, которая определяется по формуле:

(5.3)

гдеТ0 - температура атмосферного воздуха;

К = 1,40 - показатель адиабаты для воздуха;

зкад = 0,68 - 0,76 - адиабатный к. п. д. компрессора.

Повышение температуры составит:

(К)

Температура воздуха на входе в двигатель:

(5.4)

где у = 0,5 - 0,8 - степень тепловой эффективности охладителя.

Теоретически, если у = 0, то , что означает отсутствие охлаждения.

Если у = 1, то , что соответствует полному охлаждению воздуха до температуры окружающей среды. С термодинамической точки зрения величину у целесообразно увеличивать, однако при этом растут габариты и масса охладителя. Практикой выработаны рекомендации для целесообразного выбора значения степени тепловой эффективности охладителя в диапазоне, указанном выше.

Температура воздуха на входе в двигатель составит:

(К)

4. Расчет процесса впуска
Процесс впуска представляет собой сложный термодинамический процесс в открытой термодинамической системе, который сопровождается изменением объёма цилиндра, проходного сечения впускных клапанов, сопротивления на впуске. В этом процессе протекают все диссипативные явления, вызванные трением, теплообменом и диффузией. Точный расчёт процесса впуска возможен лишь на основе численного решения системы дифференциальных уравнений, что выходит за рамки настоящей курсовой работы.

В курсовой работе ограничимся определением параметров рабочего тела в конце процесса впуска, используя многочисленные экспериментальные данные, полученные при исследовании двигателей подобных типов.

За начало цикла примем, точку "r", которая соответствует концу процесса выпуска или началу впуска, а поршень находится в ВМТ. Количество рабочего тела в цилиндре в этом случае минимально, поэтому погрешности в оценке параметров рабочего тела сравнительно мало влияют на общий результат расчёта.

На основании статистических опытных данных принимаем параметры рабочего тела в точке "r" для бензиновых двигателей с наддувом:

(МПа) ;

Давление в цилиндре в конце впуска отличается от давления наддува Рк в меньшую сторону за счёт потерь давления при впуске (главным образом в клапанных устройствах):

(6.1)

где = (0,05-0,15). Рк - потеря давления при впуске.

Давление в цилиндре в конце впуска составит:

(МПа)

Температуру в цилиндре в конце впуска определяют по формуле, полученной на основе баланса энергии при впуске:

(5.2)

где - повышение температуры свежего заряда при впуске за счёт подогрева от стенок (для дизельных двигателей = 20 - 40 К);

г - коэффициент остаточных газов (для дизельных двигателей г = 0-0,05);

Температуру в цилиндре в конце впуска определяем по формуле (5.2):

(К)

Величины Тr и г, принятые при расчете процесса впуска, в дальнейшем могут быть проверены и при необходимости уточнены.

Важнейшей характеристикой процесса впуска является коэффициент наполнения зv, который равен отношению количества свежего заряда, действительно поступившего в цилиндр, к теоретическому количеству свежего заряда, который помещается в рабочем объеме цилиндра при параметрах на впуске (Pk,Tk).

Для расчета коэффициента наполнения служит формула:

(5.3)

Коэффициент наполнения влияет на количество свежего заряда в цилиндре и, следовательно на мощность. Поэтому всемерно стремятся к увеличению коэффициента наполнения, снижая потери при впуске () и осуществляя продувку камеры сгорания в период газообмена.

5. Расчёт процесса сжатия
В процессе сжатия происходит уменьшение объема, поэтому давление и температура тела в цилиндре возрастают. На процесс сжатия сильное влияние оказывает теплообмен со стенками, а также трение и диффузия при движении и перемешивании рабочего тела. Теплообмен со стенками приводит к подводу теплоты к рабочему телу, когда его температура низка. В конце процесса сжатия температура рабочего тела превосходит температуру стенок и направление теплового потока меняется - он направлен от рабочего тела к стенкам, то есть происходит теплоотвод. Поэтому процесс сжатия является сложно-политропным с переменным показателем политропного процесса.

Для определения параметров рабочего тела в конце сжатия используют понятие условно политропного процесса с постоянным средним показателем n1. Величины n1 определены для разных типов двигателей путем обработки многочисленных опытных индикаторных диаграмм (для дизельных двигателей n1 = 1,32 - 1,39)

На основании уравнений политропного процесса давление в конце сжатия:

(МПа) (7.1)

Температура в конце сжатия:

(К) (7.2)

В конце процесса сжатия (условно в точке "с") начинается процесс сгорания, который протекает различно в бензиновых и дизельных двигателях.

В бензиновых двигателях практически вся смесь приготовлена для сгорания, средняя скорость сгорания велика, а продолжительность сгорания сравнительно небольшая.

6. Расчет процесса сгорания
Уравнение сгорания выражает баланс энергии в процессе сгорания, составленный на основе 1-го закона термодинамики, в данном случае с учётом того факта, что часть теплоты подводится к рабочему телу при V = const, а другая часть - при p = const.

Уравнение имеет вид:

(8.1)

где R = 8,314 - универсальная газовая постоянная;

- степень повышения давления при сгорании;

Для определения величины В сначала задают максимальное давление при сгорании в пределах:

для двигателей средней напряжённости:

Рz = 10 - 12 МПа;

для высокофорсированных двигателей:

рz= 12 - 14 МПа;

= 0,65 - 0,85 - для дизельных двигателей;

Hu - теплота сгорания дизельного топлива (см. табл.3);

Cvz - теплоёмкость продуктов сгорания.

Величины Pz и z обеспечиваются за счёт регулировок и конструирования топливной аппаратуры (профиля кулачка топливного насоса, конструкции нагнетательного клапана, силы затяжки пружины форсунки, числа и размеров отверстий распылителя).

Продукты сгорания в дизельном двигателе, всегда содержат избыточный воздух, так как двигатель работает при >1. Поэтому теплоёмкость продуктов сгорания рассчитывает как для смеси:

(8.2)

где и Cvcb теплоёмкости соответственно "чистых" продуктов сгорания и воздуха, определяемые по таблице при температуре Tz (tc) методом интерполяции.

Уравнение сгорания содержит две переменные величины Tz и - поэтому оно решается относительно Tz приближёнными методами. В данном случае используется графический способ решения.

Вычисляем правую часть уравнения:

(8.3)

Для левой части уравнения составляем таблицу 8.1 в диапазоне ожидаемых температур Tz.

Таблица 8.1-Расчет уравнения сгорания.

Tz	1773	1873	1973	2073	2173
tz	1500	1600	1700	1800	1900
Cvz0	27,86	28,136	28,395	28,634	28,863
Cvzв	24,46	24,653	24,837	25,005	25,168
Cvz	26,63399058	26,88006153	27,11201721	27,32541524	27,53061624
(Cvz+R) Tz	61962,78731	65918,47725	69895,53195	73880,5078	77890,35108

Рисунок 8.1 - Графическое решение уравнения сгорания

Найденная температура Tz=1985 К является максимальной температурой цикла, она используется в дальнейших расчётах.

Степень предварительного расширения:

7. Расчёт процесса расширения

В процессе расширения важную роль играют явления, связанные с участием теплоты:

в начале расширения имеет место подвод теплоты за счёт догорания топлива (точка “Z” обозначает конец условного сгорания, когда достигается максимальная температура);

в конце расширения происходит интенсивный теплоотвод в стенки за счёт большой разницы температур рабочего тела и стенок.

Поэтому процесс расширения является сложно - политропным с переменным показателем политропы. В расчётах он заменяется условно - политропным процессом с постоянным средним показателем политропы, который на основании многочисленных опытных результатов, выбирается в диапазоне n2=1,18 - 1,28 для дизельных двигателей

В дизельных двигателях степень расширения равна:

(9.2)

На основании уравнений для политропного процесса определяем давление в конце расширения:

(МПа) (9.3)

Температура в конце расширения:

(К) (9.4)

8. Проверка расчета процесса впуска
В процессе выпуска происходит дальнейшее расширение рабочего тела, то есть уменьшении давления и увеличение. удельного, объёма, и его вытеснение из цилиндра. В п.6 параметры начала впуска (или конца выпуска) принимались на основе статистических рекомендаций Рr и Тr.

Теперь правильность выбора этих величин можно, проверить.

Считаем процесс выпуска условно - политропным со средним показателем .

Тогда по уравнению политропы имеем:

(К) (10.1)

Допускается отличие величины Тr, рассчитанной по уравнение, от ранее принятой величины на 50-60 К. Если указанное условие выполнено, то это означает, что расчет правильный. В нашем случае отличие не выходит за допустимые границы.

Коэффициент остаточных газов проверяют по формуле:

(10.2)

гдe Упр - коэффициент продувки камеры в процессе газообмена (величина меняется от Упр =0 (отсутствие продувки) до Упр =1 (полная продувка)).

Значение , найденное по формуле сравнивают с ранее принятым между ними должно быть соответствие.

В целом можно отметить, что значительные ошибки в оценке величин Тr и сравнительно мало влияют на конечный результат, так как при положении поршня в ВМТ (в конце выпуска или начале впуска) а рабочей полости находится минимальное количество рабочего тела. Именно по этой причине указанное состояние принимается за начало цикла (начало расчёта).

9. Расчет показателей рабочего цикла
Показатели рабочего цикла подразделяют на энергетические (работу, мощность, среднее давление) и экономические (к. п. д., удельный расход топлива). Сначала определяем индикаторные показатели, которые характеризуют энергетику и экономику в цилиндре.

Расчётное среднее индикаторное давление определяют по формуле, полученной на основе термодинамических соотношений, характеризующих работу при движения поршня в различных процессах цикла:

(11.1)

Действительное среднее индикаторное давление:

(МПа) (11.2)

где - коэффициент полноты индикаторной диаграммы, учитывающий отличие действительной индикаторной диаграммы от расчётной (в характерных точках , с, z1, z, b на расчётной диаграмме, имеется изломы, в действительности все процессы протекают плавно, переходя один в другой) для дизельных двигателей

Упр = 0,92 - 0,95.

Индикаторный к. п. д. рабочего цикла:

(11.3)

Удельный индикаторный расход топлива:

(11.4)

Эффективные показатели двигателя, характеризующие энергетику и экономику на валу, отличаются от индикаторных показателей (в цилиндре) за счёт механических потерь, к которым относят:

а) потери на трение во всех движущихся элементах;

б) затраты энергии на привод всех вспомогательных механизмов (насосов, вентилятора, генератора и т.п.);

в) затраты энергии на газообмен (насосные потери).

Влияние механических потерь учитывают с помощью механического к. п. д., который лежит в пределах для дизельных двигателей: = 0,7 - 0,8.

Среднее эффективное давление составляет:

(МПа) (11.5)

Эффективный к. п. д. двигателя:

(11.6)

Удельный эффективный расход топлива:

(11.7)

10. Определение основных размеров цилиндра
Рабочий объём цилиндра:

(дм3) (12.1)

Литраж двигателя:

() (12.2)

Диаметр цилиндра:

(дм) =113 (мм) (12.3)

Ход поршня:

(дм) =124.3 (мм) (12.4)

Объём камеры сжатия:

() (12.5)

Объём в конце сгорания:

() (12.6)

Полный объём цилиндра:

() (12.7)

Проверочное соотношение:

().

11. Расчёт и проектирование системы наддува
Для выбора типа охладителя, для его расчёта и проектирования необходимы следующие данные:

снижение температуры наддувочного воздуха в охладителе:

(К) (13.1)

расход наддувочного воздуха:

13.2)

Для расчёта турбокомпрессора определяют мощность, потребляемую компрессором:

(13.3)

где - удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре; R - газовая постоянная воздуха ().

Удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре составит:

Мощность, потребляемую компрессором определяем по формуле 13.3:

(кВт)

12. Построение индикаторной диаграммы
Индикаторную диаграмму строят на отдельном стандартном листе, в системе координат в соответствии с расчётными величинами выбирается масштабы по осям давлений и объёмов и наносятся равномерные шкалы. На диаграмме обозначают характерные точки цикла: " " - конец выпуска и начало впуска; "а" - конец впуска и начало сжатия; "с" - конец сжатия и начало сгорания; "z" - конец условного сгорания, "b " - конец расширения и начало выпуска.

Изображают горизонтальные линии, соответствующие Р0 = 0,101 кПа и .

Для точного построения процессов сжатия и расширения, которые являются политропными, выполняют дополнительные расчёты.

При расчёте и построении процесса сжатия:

1. Выбираем несколько значений объёмов в диапазоне между .

2. По уравнению политропы при каждом выбранном объёме рассчитываем давление, результаты заносим в таблицу 14.1.

3. Наносим соответствующие точки но индикаторную диаграмму.

Для процесса расширения выполняют аналогичные расчёты и построения с той разницей, что объёмы выбирают в диапазоне между .

Таблица 14.1 - Расчёт процессов сжатия и расширения

	Vz=Vc		Vв=Va
Расширение
Vi	0,106	0, 206	0,306	0,346	0,586	0,826	1,066	1,324
Pi	12,000	5,349	3,304	2,845	1,497	0,985	0,722	0,554
Сжатие
Pi	5,002	2,046	1, 200	1,017	0,500	0,315	0,223	0,167

Нанесенные на диаграмму промежуточные точки сжатия и точки расширения соединяем плавными кривыми. После этого достраиваем процессы газообмена. Полученная индикаторная диаграмма двигателя внутреннего сгорания дизеля MAN изображена на рисунке 14.1.

Рисунок 14.1 - Индикаторная диаграмма ДВС MAN.

Выводы
Результаты расчетов и общепринятые границы изменения расчетных параметров сводим в таблицу.

Таблица - Результаты расчетов.

НАЗВАНИЕ ПАРАМЕТРА	ЗНАЧЕНИЕ	ГРАНИЦЫ ИЗМЕНЕНИЯ
количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, lo, кг/кг	14,4522
количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, Lo, кг/моль	0,4946
Количество свежего заряда, m1, кг/кг	23,1235
Количество свежего заряда, М1, кг/кг	0,4796
Количество продуктов сгорания, m2, кг/кг	24,12347826
Количество продуктов сгорания, М2, кг/моль	0,8231
Коэффициент молекулярного изменения,	1.04
Давление воздуха за компрессором, Р'к, МПа	0,1890
Степень повышения давления в компрессоре, к	1,8713
Температура воздуха за компрессором, Т 'к, К	375,0667
Температура воздуха на входе в двигатель, Тк, К	309,4133
Давление в конце впуска, Ра, МПа	0,1665	(0,8-0,95) Рк
Температура в конце впуска, Та, К	355,7411	310-360
Коэффициент наполнения, зv	0,8075	0,8-0,9
Давление в конце сжатия, Рс, МПа	7,6299	3,6-8,0
Температура в конце сжатия, Тс, К	958,9394	700-900
Давление в конце сгорания, Рz, МПа	12	10-12
Температура в конце сгорания, Тz, К	1985	1800-2200
Степень повышения давления,	1,572754601	1,33-1,85
Степень расширения,	12.434
Давление в конце расширения, Рв, МПа	0,5543	0,2-0,4
Температура в конце расширения, Тв, К	1140,1086	1000-1200
Среднее индикаторное давление, Pi, МПа	1,3041	0,75-1,5
Индикаторный КПД рабочего цикла, i	0,4182	0,42-0,47
Удельный индикаторный расход топлива, gi, г/кВт*ч	202,5536	175-205
механический КПД, зм	0,8000	0,7-0,82
Среднее эффективное давление, Ре, МПа	1,0433	0,85-1,1
Эффективный КПД двигателя, е	0,3346	0,33-0,4
Удельный эффективный расход топлива, gе, г/кВт*ч	253, 1920	215-245
Рабочий объем цилиндра, Vh, дм3	1,2461
Литраж двигателя, i*Vh, дм3	7,4764
Диаметр цилиндра, D, мм	1,1300
Ход поршня, S, мм	1,2430
Объем камеры сжатия, Vc, дм3	0,0779
Объем в конце сгорания, Vz, дм3	0,1065
Полный объем цилиндра, Va, дм3	1,3239
Снижение температуры наддувочного воздуха, Тox, К	65,6533
Расход наддувочного воздуха, Gв, м3	0,00027250
Мощность потребляемая компрессором, Nк,	22,4642

Как видно из таблицы в результате теплового расчета ДВС большинство из расчетных параметров не выходит за допустимые границы, поэтому можно сделать вывод, что расчеты проведены верно. Превышение некоторых рассчитанных параметров обусловлено тем, что границы изменения приведены для отечественного автомобилестроения, а прототипом данного расчета является шведский двигатель.

Список литературы

1. Методические указания к курсовой работе по дисциплине "Основы теории и динамики автомобильных и тракторных двигателей" на тему: "Тепловой расчет автомобильного двигателя" для студентов специальности 15.02 "Автомобилестроение" / Сост. Я.А. Егоров, Запорожье: ЗГТУ, 1995. - 31 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания: Учебн. для вузов по спец. "Строительные и дорожные машины и оборудование" / Хачиян А.С., Морозов К.А., Луканин В.Н. и др.: Под ред.В.Н. Луканина. - 2-е изд. Перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985. - 311с.

3. Автомобильные двигатели. / Под ред. Проф. М.С. Ховаха. - М.: Машиностроение, 1977. - 591 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания. Конструкция и расчет поршневых и комбинированных двигателей: Учеб. / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. - 4-е изд. - М.: Машиностроение, 1984. - 382 с

Приложения

Приложение А

Удельные теплоемкости рабочего тела

Таблица А.1 - Удельные теплоемкости рабочего тела при постоянном объеме, Cv, кДж/кмоль*К

t,?C	воздух	продукты сгорания (a<1)
0	20,759	22,187
100	20,839	22,533
200	20,985	22,885
300	21, 207	23,293
400	21,475	23,712
500	21,781	24,15
600	22,091	24,586
700	22,409	25,021
800	22,714	25,441
900	23,008	25,847
1000	23,284	26,229
1100	23,548	26,593
1200	23,795	26,94
1300	24,029	27,265
1400	24,251	27,574
1500	24,46	27,866
1600	24,653	28,138
1700	24,837	28,395
1800	25,005	28,634
1900	25,168	28,863
2000	25,327	29,078
2100	25,474	29,283
2200	25,612	29,478
2300	25,746	29,658
2400	25,871	29,832
2500	25,993	29,993
2600	26,12	30,149
2700	26,25	30,298
2800	26,37	30,44

Информация