1 Тепловой расчет

ТАШКЕНТСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО - ДОРОЖНЫЙ ИНСТИТУТ
Кафедра «Автотракторные двигатели и транспортная экология»
РАСЧЕТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ РАБОТУ ПО ПРЕДМЕТУ «ТЕПЛОТЕХНИКА И
ДВС»
Выполнил: студент группы гр. 171-08 Хакимова Д.
Проверил: Касымова Г.
Ташкент - 2010
Выполнить тепловой расчет двигателя с искровым зажиганиям.
Данные для расчета:
Номинальная мощность двигателя Ne = 206 кВт.
Частота вращения коленчатого вала n = 7250 мин-1.
Степень сжатия ε = 11.
Количество цилиндров i = 8.
Коэффициент избытка воздуха α = 0,91.
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ……………………………………………………………………
1 Тепловой расчет…….……………………………………………………
1.1 Подбор топлива…...……………………………………………..
1.2 Параметры рабочего тела….………………………………........
1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы..………….
1.4 Расчет действительных циклов работы двигателя……………
1.4.1 Процесс впуска. ……………………………………...…
1.4.2 Процесс сжатия………………………………………..
1.4.3 Процесс сгорания …………………………………….
1.4.4 Процесс расширения и выпуска…...…………………
1.5 Индикаторные параметры рабочего цикла …..……………..
1.6 Эффективные показатели двигателя...………………………..
1.7 Основные параметры цилиндра и двигателя……..…………..
1.8 Построение индикаторной диаграммы
…………………
2 Тепловой баланс
…………………….……………………………..
Заключение ..…………………………………………………...…………
Литература………………………………………………………...…………
Приложение
ВВЕДЕНИЕ
Прогресс в автомобильной отрасли материального производства,
дальнейшее
увеличение
грузооборота
автомобильного
транспорта
предусматриваем не только количественный рост автомобильного парка, но и
значительное улучшение использование имеющихся автомобилей.
В области развития и совершенствования автомобильных двигателей
основными задачами является: расширение использования экономичных
двигателей, для грузовых автомобилей, снижение стоимости их изготовления
и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится задача по
уменьшению токсичных выбросов двигателей в атмосферу, а также ставятся
задачи по снижению уровня шума работы двигателей. Выполнение этих
задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией
автомобильных двигателе, глубоких знаний теории, конструкции и расчета
автотракторных двигателей внутреннего сгорания.
1 Тепловой расчет
1.1 Подбор топлива
В соответствии с заданной степеню сжатия ε = 11 можно
использовать бензин марки АИ-95.
Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива
C  0.855 H  0.145; и mt  0.115кг / кмоль ;
Низшая теплота сгорания топлива равна:
H U  33.91С  125.60H  10.89(O  S )  2.51(9H  W ) ,
где
[1.1]
W  количество водяных паров в продуктах сгорания
единицы топлива.
HU  33.91  0.855  125.60  0.145  2.51  9  0.145  43.93 МДж / кг  43930 кДж / кг .
1.2 Параметры рабочего тела
Определяем теоретически необходимое количество воздуха для
сгорания 1кг. топлива:
L0 
1 С H O
   ;
0.208  12 4 32 
[1.2]
где L0 - теоретически необходимое количество воздуха в кмолях для
сгорания 1 кг топлива;
0,208 - объёмное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха.
L0 
1  0.855 0.145 

   0.516 кмоль возд / кг топл.

0.208  12
4

l0 
1 8

 C  8H  O  ;
0.23  3

[1.3]
где l 0 - теоретически необходимое количество воздуха в кг для
сгорания 1 кг топлива;
0,23 – массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха.
lo 
1 8

  0.855  8  0.145   14.957 кг возд / кг топл.
0.23  3

Количество горючей смеси равно:
M 1    L0 
1
,
mt
[1.4]
При   0,91 :
M 1  0.91  0.516 
1
 0.4783 кмоль гор.см. / кг топл.
115
Количество отдельных компонентов продуктов неполного сгорания
топлива:
M CO 2 
M CO 2 
[1.5]
0.855
1  0.91
 2
 0.208  0.516  0.0584 кмоль CO2 / кг топл.
12
1  0.5
М Н 2О 
M H 2O 
C
1
 2
 0.208 L0 ;
12
1 K
H
1
 2 K
 0,208  L0 ;
2
1 K
[1.6]
0.126
1  0.91
 2  0.5
 0,208  0.516  0.0661 кмоль H 2 O / кг топл.
2
1  0.5
М СО  2
М СО  2
1
 0,208  L0 ;
1 K
[1.7]
1  0.91
 0.208  0.516  0.0128кмольСО / кгтопл.
1  0.5
М н2  2  K
М н2  2  0.5
1
 0,208  L0 ;
1 K
[1.8]
1  0.91
 0.208  0.516  0.064кмольН 2 / кгтопл.
1  0.5
M N 2  0.792    L0 ;
[1.9]
M N 2  0.792  0.91  0.516  0.3719 кмоль N 2 / кг топл.
Вычисляем общее количество продуктов неполного сгорания топлива:
M 2  M CO2  M H 2O  M CO  M H 2  M N 2 ;
M 2  0.0584  0.0661  0.0128  0.0064  0.3719  0.5156 кмоль пр. сг. / кг топл.
1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы
[1.10]
Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без
наддува p0  0.1 МПа ; T0  298K .
При постоянном значении степени сжатия
остаточных
газов
практически
линейно
  11 температура
возрастает
с
увеличением
скоростного режима при   const , но уменьшается при обогащении смеси.
Принимается температура остаточних газов Tr  970 K
За счёт расширения фаз газораспределения и снижения сопротивления
при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого
двигателя, можно получить на скоростном номинальном режиме:
pr  1.15  p0 .
[1.11]
pr  1.15  0.1  0.115 МПа
1.4 Расчет действительных циклов работы двигателя
1.4.1 Процесс впуска
За период процесса впуска осуществляется наполнение цилиндра
двигателя горючей смесью. Изменение давления в процессе впуска в
двигателе приведено на рисунке 1.1.
Рисунок 1.1 - Изменение давления в процессе впуска в четырехтактном
двигателе без наддува
Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошого
наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается
Т N  7 0 С
Вычислим плотность заряда на впуске:
0 
p 0  10 6
,
( RB  T0 )
[1.12]
где RB – удельная газовая постоянная воздуха.
RB 
R
B

8315
 287 Дж
,
кг  град
28,96
где R=8315 Дж/(кмоль град) - универсальная газовая постоянная.
0 
0.1  10 6
 1.1692 кг. / м 3
287  298
Потери давления на впуске в двигателе равны:
Ра  (  2   ВП )  АП2  п 2   0 
10 6
,
2
[1.13]
где р а - потери давления за счёт сопротивления впускной
системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре.
 - коэффициент затухания скорости движения заряда в
рассматриваемом сечении цилиндра;
 ВП - коэффициент сопротивления впускной системы
AП 
 ВП
n

80
 0.01103
7250
 ВП - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении
впускной системы.
(  2   ВП ) = 2.5 и  ВП =80 м/c приняты в соответствии со
скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических
сопротивлений во впускной системе.
Ра  2.5  0.011032  7250  1.1692 
10 6
 0.00934 .
2
Определим давление в конце впуска:
pa  p0  pa ;
[1.14]
pa  0.1  0.00934  0.09066 МПа
Вычислим коэффициент остаточных газов:
r 
T0  T
 оч  pr
,

Tr
   доз  pa   оч  pr
[1.15]
где  доз  1,1 - коэффициент дозарядки;
 оч  1 - коэффициент очистки.
r 
298  7
0.115

 0.0364 .
980 11  1.1  0.09066  0.115
Температура в конце такта впуска рассчитывается по формуле,
полученной из уравнения теплового баланса в цилиндре двигателя в
конце такта впуска:
Ta 
Ta 
298  7  0.0364  980
 328.7 K
1  0.0364
(T0  T   r Tr )
;
1  r
[1.16]
Коэффициент наполнения рассчитаем по формуле:
V 
V 
T0
;
(T0  T )(  1)  p0 
[1.17]
298
 0.95945 .
(298  7)  (11  1)  0.115
1.4.2 Процесс сжатия
В период процесса сжатия в цилиндре двигателя повышаются
температура и давление рабочего тела, что обеспечивает надежное
воспламенение и эффективное сгорание топлива.
Изменение давления в процессе сжатия показано на рисунке 2. В
реальных
условиях
сжатие
происходит
по
сложному
закону,
практически не подчиняющемуся термодинамическим соотношениям,
так как на изменение температуры и давления в этом процессе влияют
кроме изменения теплоемкости рабочего тела в зависимости от
температуры.
Изменения давления в процессе сжатия изображено на рисунке 1.2.
Рисунок 1.2 - Изменение давления в процессе сжатия
При работе бензинового двигателя на номинальном режиме значение
показателя политропы сжатия n1 в зависимости от k1 найдём :
n1  k1  0.04;
[1.18]
При   11 и Ta  328.7 K по номограмме рисунок 25 /1,с.48/ найдём
значение k1  1.375 .
n1  1.375  0.04  1.335 .
Давление и температуру в конце сжатия определим из уравнений:
pc  pa   n1 ;
[1.19]
Tc  Ta   n1 1 ;
[1.20]
p c  0.09066  111.335  2.2268 МПа
Tc  328.7  111.3351  733.95 K
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:
а) воздуха
mcv tt
c
0
 20.6  2.638  10 3 t c ,
[1.21]
где t c  TC  273  733.95  273  460.95 K
mcv tt
c
0
 20.6  2.638  10 3  460,95  21.8 кДж / (кмоль  град)
б) остаточных газов
(mcV'' ) ttc0  23.7393 кДж / (кмоль  град) определяется по табл.7 /1, c.18/
методом интерполяции
в) рабочей смеси
 1
(mcV' ) ttc0  
1   r



t
  mcV ttc0   r  mcV'' tc0 ;

[1.22]
1
кДж


(mcV' ) ttc0  
  21.8  0.0364  23.7393  21.8701
(кмоль  град)
 1  0.0364 
1.4.3 Процесс сгорания
Процесс сгорания – основной процесс рабочего цикла двигателя, в
течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет
на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение
механической работы. С целью упрощения термодинамических расчетов
автомобильных и тракторных двигателей принимают, что процесс сгорания в
двигателях с воспламенением от сжатия – при V=const и P=const, т.е. по
циклу со смешанным подводом теплоты (прямые ccz  и z z на рисунке 1.3).
Рисунок 1.3 - Изменение давления в процессе сгорания в бензиновом
двигателе
Коэффициент
молекулярного
изменения
свежей
смеси
в
бензиновом двигателе, вычислим по формуле:
0 
0 
M2
;
M1
[1.23]
0.5156
 1.0781
0.4783
Коэффициент
молекулярного
изменения
рабочей
смеси
рассчитаем по формуле:


0   r
;
1  r
[1.24]
1.0781  0.0364
 1.0754
1  0.0364
Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты
сгорания топлива:
H u  119950(1   ) L0 ;
[1.25]
H u  119950(1  0.91)  0.516  5570.5 .
Определим теплоту сгорания рабочей смеси:
H раб.см. 
H раб.см. 
H u  H u
;
M 1(1   )
[1.26]
43930  5570.5
 77382.93 кДж / кмоль раб. см.
0.4783  1  0.0364
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
mCv 
// t r
tO


M H 2O mCv
mCv 


1
//
M CO 2 mCvCO 2
M2

// t r
H 2O
tO

 M H 2 mCv

tr
tO

 M CO mCvCO

// t r
H2
tO

// t r
tO

 M N 2 mCv


// t r
N2
tO

;
[1.27]
1
0,058439,123  0,003349t Z   0.012822.490  0.001430t Z  
0.5156
 0.066126.670  0.004438t Z   0.006419.678  0.001758t Z  
// t r
tO

 0.371921.951  0.001457t Z   24,484  0,0020562t Z кДж
кмоль  град
Величина коэффициента использования теплоты уменьшается при
снижении нагрузки и частоты вращения.
При n=7250 об/мин величина коэффициента использования теплоты
ξZ=0,94.
Температура в конце видимого процесса сгорания:
 z Нраб.см.  mCv / t t C   mCv // t t Z ;
tr
O
tr
O
[1.28]
0,94  77382.93  21,8701  474,2  1,075424,486  0,00221t Z t Z
82819.96  0,00221t Z  26,33t Z
2
 26,33  26,33 2  4  0,0221  82819.96
 2584.71 0 С
2  0,0221
Т Z  t Z  273  2857.71 К
tZ 
Максимальное давление сгорания теоретическое:
PZ 
Pc    Tz
;
Tс
[1.29]
PZ 
2,2268  1,0754  2857.71
 9.3 МПа
733.95
Максимальное давление сгорания действительное:
PZ Д  0,85 PZ ;
[1.30]
PZ Д  0,85  9.3  7.91 МПа
Пример изменения давления в процессе сгорания в карбюраторном
двигателе показан на рис. 1.3.
Степень повышения давления:


PZ
;
PС
[1.31]
9.3
 4.18
2.2268
1.4.4 Процесс расширения и выпуска
В
результате
осуществления
процесса
расширения
происходит
преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу.
Изменение давления в процессе расширения показано на рисунке
1.4(а).
Кривые z д bb схематически показывают действительное изменение
давления в цилиндрах двигателя в процессе расширения. В реальных
двигателях расширение протекает по сложному закону, зависящему от
теплообмена между газами и окружающими стенками, величины подвода
теплоты в результате догорания топлива и восстановления продуктов
диссоциации, утечки газов через не плотности.
Условно считают, что процесс расширения в действительном цикле
протекает по политропе с постоянным показателем политропы.
За период выпуска из цилиндра двигателя удаляются отработавшие
газы.
Изменение давления в процессе выпуска в цилиндре двигателя без
наддува показано на рисунке 1.4(б). В современных двигателях открытие
выпускного клапана происходит за 56 град. до н.м.т.
Закрытие выпускного клапана происходит через 20 град. после в.м.т.,
что повышает качество очистки цилиндра за счет эжекционного свойства
потока газа, выходящего из цилиндра с большой скоростью.
Средний показатель адиабаты расширения К2 определяется по
номограмме (рис.29).
При ε=11; α=0,91; ТZ =2857.71 К
К2=1,2557
Средний показатель политропы расширения n2 оценивается по
величине среднего показателя адиабаты n2 =1,255.
Давление и температура в конце процесса расширения:
PB 
PB 
 n2
;
[1.32]
9.3
 0,4587 МПа .
111, 255
ТB 
ТB 
Pz
Тz
 n 21
;
[1.33]
2857.71
 1549.94 К .
111, 2551
а)
б)
Рисунок 1.4 - Изменение давления в процессе расширения (а) и в
процессе выпуска (б) в бензиновом двигателе
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
ТB
Тr 
3
1550.47
Тr 
3
0,0.4587
0,115
  100 
PB
Pr
;
[1.34]
 977.66 К
980  977.66
 0.24%
980
1.5 Индикаторные параметры рабочего цикла
Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется
средним индикаторным давлением, индикаторной мощностью и
индикаторным к.п.д.
Теоретическое среднее индикаторное давление:
Pi 
Pi 
PC   
1 
1 
1 
1  n 21  
1  n11  ;

  1  n2  1  
 n1  1  

[1.35]
2.2268  4.18 
1 
1
1 

1  1, 2551  
1  1,3351   1,303 МПа

11  1 1.255  1  11
 1,335  1  11

Определим среднее индикаторное давление:
pi   и  pi' ,
[1.36]
где  и  0,96 - коэффициент полноты диаграммы.
pi  0.96  1.1,303  1.2509 МПа
Определяем индикаторный К.П.Д.:
i 
pi  l o  
;
Hu   0 V
[1.37]
i 
1.2509  14.975  0,91
 0,3401
43.93  1.1692  0.95945
Индикаторный удельный расход топлива равен:
gi 
gi 
3600
;
Hu  i
[1.38]
3600
 240.177 г / (кВт  ч)
43.93  0.3401
1.6 Эффективные показатели двигателя
Параметры, характеризующие работу двигателя, отличаются от
индикаторных
наличием
необходимых
затрат
полезной
работы
на
преодоление различных механических сопротивлений и на совершения
процессов впуска и выпуска.
Потери
величиной
на
преодоление
мощности
различных
механических
потерь
сопротивлений
или
оценивают
величиной
работы,
соответствующей мощности механических потерь, отнесенной к единице
рабочего объема цилиндра.
При предварительном расчете мех. потери, характеризуемые средним
давлением рм , приближенно можно определить по линейным зависимостям
от средней скорости поршня vп.ср .
Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя
с числом цилиндров 8 и отношением S/D<1:
PM  0,039  0,0132 ПСР ;
[1.39]
где vп.ср.  8.8 м / с - предварительно принятая средняя скорость поршня.
PM  0,039  0,0132 19,913  0,3019 МПа
Среднее эффективное давление и механический К.П.Д. вычислим по
формулам:
pe  pi  pM ;
[1.40]
pe  1.2509  0.3019  0.949 МПа
pe
;
pi
M 
M 
[1.41]
0.949
 0.7587
1.2509
Определим эффективный К.П.Д. и эффективный удельный
расход топлива:
 e   i  M ;
[1.42]
3600
;
Hu  e
[1.43]
 e  0.3401  0.7587  0.2581
ge 
ge 
3600
 317.63 г / кВт  ч 
43.93  0.2581
1.7 Основные параметры цилиндра и двигателя
По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и
эффективному давлению определяем литраж двигателя:
Vл 
Vл 
30    N e
;
pe  n
[1.44]
30  4  206
 3.5929 л.
0.949  7250
Определим рабочий объем цилиндра:
Vh 
Vh 
Vл
;
i
[1.45]
3.5929
 0.4491 л.
8
Принимаем ход поршня как у прототипа S = 82.4мм, тогда определим
диаметр поршня как:
Vh
;
 S
D  2  10 3 
D  2000 
[1.46]
0.4491
 83.32 мм.
3.14  82.4
Окончательно принимаем D=84 мм.
По окончательно принятым значениям D и S определяем основные
параметры и показатели двигателя.
Литраж двигателя равен:
Vл 
Vл 
  D2  S  i
4  10 6
;
[1.47]
3.14  84 2  82.4  8
 3.6513 л.
4  10 6
Площадь поршня равна:
Fп. 
  D2
;
[1.48]
S n
;
3  10 4
[1.49]
pe  V л  n
;
30  
[1.50]
4
3.14  84 2
Fп. 
 5538.96 мм 2  55.39 cм 2
4
Определим среднюю скорость поршня:
Vп.ср. 
Vп.ср. 
82.4  7250
 19.913 м / с
3  10 4
Эффективная мощность равна:
Ne 
Ne 
0.949  3.6513  7250
 209.349 кВт .
30  4
Вычислим эффективный крутящий момент:
3  10 4  N e
;
M e
 n
M e
3  10 4  209.349
 275.883 Hм.
3.14  7250
[1.51]
Рассчитаем часовой расход топлива:
GТ  N e  g e ;
[1.52]
GТ  209.349  0.3176  66.496 кг / ч
Литровая мощность определяется:
Nл 
Nл 
Ne
;
Vл
[1.53]
209.349
 57.335 кВт / дм 3 .
3.6513
1.8 Построение индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма представляет собой зависимость изменения
давления в цилиндре по ходу поршня. Для построения диаграммы выберем
масштабы хода поршня и давления.
Масштаб хода поршня
μs = 1 мм хода/мм.
Масштаб давлений
μp= 0,05 мПа/мм.
Расчет индикаторной диаграммы производим с помощью ПЭВМ.
Округления индикаторной диаграммы осуществляются на основании
следующих соображений.
Так как выбор оптимальных фаз газораспределения теоретически
является не возможным и осуществить его можно лишь при доводке
двигателя при его испытаниях, то фазы газораспределения устанавливаем
ориентируясь на прототип с учетом близкого скоростного режима
проектируемого двигателя с прототипом. Таким образом принимаем
следующие фазы газораспределения:
- начало открытия впускного клапана
- полное закрытие впускного клапана
(т. г ’) - 30° п.к.в. до в.м.т
(т. а") - 70° п.к.в. после
н.м.т.
- начало открытия выпускного клапана (т. в) - 70°п.к.в. до н.м.т.
- полное закрытие выпускного клапана (т. а) - 30° .к.в. после в.м.т.
- угол опережения впрыска топлива
(т. с) - 13° .
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом
опережения зажигания определяем положение характерных точек по
формуле положения поршня:
AX 
AB 


 1  cos    1  cos 2  ;
2 
4

[1.54]
где λ = 0,265 отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Lш 
R

,
[1.55]
где R=41,2 мм. – радиус кривошипа.
Lш 
41.2
 155.47 мм.
0.265
Результаты расчета на ПЭВМ скругленной индикаторной диаграммы
и характерных точек приведены в таблице 1.1 и таблице 1.2.
По результатам расчета строим индикаторную диаграмму.
2 Тепловой баланс
Общее количество теплоты, введенной в двигатель равно:
Q0 
Q0 
Hu  GТ
;
3.6
[2.1]
43930  66.26
 808556 Дж / с
3.6
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с.:
Qe  1000  N e ,
[2.2]
Qe  1000  209.35  209350 Дж / с
Теплота, передаваемая охлаждающей среде равна:
Qв  C  i  D1 2m  n m 
1  Н и  Н и

 
Ни

 ,

[2.3]
где C  0.5 - коэффициент пропорциональности;
i  8 - число цилиндров;
D  84 - диаметр цилиндра;
m  0.65 - показатель степени;
n  7250 - частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.
QВ 
0,5  8  8,41 20,65  7250 0,65  43930  5570,5
 165650,4 Дж .
с
0,91  43930
Теплота, унесенная с отработавшими газами равна:
 
Qr  GT / 3,6  M 2  mcv"

tr
t0


 8,315  t r  M 1  mсv"

25
t0
 
 8,315  t 0
[2.4]
Qr  66.26 / 3,6   0,5156  24,9  8,315  712  0,4783  20,779  8,315  25 
 218024,4 Дж .
с
где mcv" t  24.9кДж / кмоль  град - теплоёмкость отработанных газов,
tr
0
определена по табл.7 [1, с.18] методом интерполяции при   0,91;
t r  712C.
mс 
" 25
v t0
 20,779кДж / кмоль  град - теплоёмкость свежего заряда
(определена по таблице 5 [1, с.16] для воздуха методом интерполяции при
t 0  T0  273  298  273  25  C ).
me 
" 25
v t0
 20,759  20,839  20,759 
25
 20,779кДж / кмоль  град.
100
где 20,759 и 20,839 теплоемкости при 0˚С и 100˚ соответственно.
– при n  7250 мин 1 ;  0,91; t r  800C.
mc 
" 800
v t0
 25,107  25,28  25,107  
0,01
 25.1416кДж / кмоль  град.
0,05
– при n  7250 мин 1 ;  0,91; t r  700C.
mc 
" 700
v t0
 24,702  24,868  24,702
0,01
 24,7352кДж / кмоль  град.
0,05
где 25,107; 25,28; 24,702 и 24,868 – значения теплоемкостей продуктов
сгорания при α = 0,9 и α = 0,95; при t r = 800˚С и t r = 700˚С соответственно [1,
табл.7, с.18].
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:
QН .С . 
QН .С . 
Н и  GT
;
3,6
[2.5]
5570,5  66,26
 102528,2 Дж .
с
3,6
Неучтённые потери теплоты:
Qост  Q0  Qе  QВ  Qr  QН .С . 
Qост  808556  209350  165650,4  218024,4  102528,2  113003 Дж .
с
Составляющие теплового баланса представлены в таблице 2.1
[2.6]
Таблица 2.1 – Составляющие теплового баланса
Составляющие теплового баланса
Q, Дж/с
q, %
209350
25,89
Теплота, передаваемая охлаждающей среде
165650,4
20,49
Теплота, унесённая с отработанными газами
218024,4
26,96
102528,2
12,68
113003
13,98
808556
100
Теплота, эквивалентная эффективной
работе
Теплота, потерянная из-за химической
неполноты сгорания топлива
Неучтённые потери теплоты
Общее количество теплоты, введённой в
двигатель с топливом
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В
расчетов
результате
бензинового
выполненного
теплового
восьмицилиндрового
и
динамического
двигателя
доказана
принципиальная возможность уменьшения основных размеров двигателя.
Прочностной расчет основных деталей двигателя показал, что
напряжения в основных деталях двигателя меньше допустимых значений.
Список использованной литературы
1. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных
двигателей. – М.: Высшая школа, 1980.-400с.
2. Методические указания к выполнению курсового проекта по
предмету ТТ и ДВС. – Ташкент, ТАДИ, 2010.-30с.
3. Автомобильные двигатели. Архангельский В.М., Вихерт М.М.,
Войков А.И. и др. – М.: Машиностроение, 1977.-340с.