Температура остаточных газов для дизельных двигателей

С учетом жидкостного охлаждения закрытого типа, относительно невысокой частоты вращения коленчатого вала и испарения бензина принимаем :

Низшая теплота сгорания бензина среднего состава

Количество теплоты, потерянной вследствие химической неполноты сгорания бензина при :

Таблица 9

Показатели процесса сгорания

где ─ частота вращения двигателя, мин -1 .

Тогда . Полученное значение сверяем с табл. 10.

Таблица 10

Показатели процесса расширения

Средний показатель политропы расширения принимаем по значению показателя адиабаты с учетом поправки

где Q — теплота топлива, введенная в двигатель; Q_е — теплота,
превращенная в полезную работу; Q_охл — теплота, потерянная с охлаждающим агентом (водой или воздухом); Q_г — теплота, поте­рянная с отработавшими газами; Q_ост — остаточный член баланса, который равен сумме всех неучтенных потерь.

Количество располагаемой (введенной) теплоты (88)

Q = G_тQ н = 0,01067×42,438×10 3 =452,8 кВт.

Теплота, превращенная в полезную работу (89),

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, определится по формуле (91):

где с - коэффициент пропорциональности, с = 0,45…0,53 для четырехтактных двигателей; примем с = 0,5

i = 8 - число цилиндров;

D - диаметр цилиндра, см; D = 12 см;

n = 2400 - частота вращения коленчатого вала двигателя, мин -1 ;

m - показатель степени, m = 0,5…0,7 для четырехтактных двигателей, примем m = 0,6.

Теплота теряемая с отработавшими газами (92):

где G_т = 0,0108 кг/с - расход топлива;

М_пс = 0,729 и aМ₀ = 0,699 - расходы продуктов сгорания и воздуха в расчете на 1 кг топлива, кмоль/кг;

t₆ = (Т₆ – 273) =895 - 273 =622 о С и t₀ = (Т₀ – 273) = 288 – 273 = 15 о С — температуры отработавших газов и поступающего воздуха,;

(mc_v )_пс = 24,026 кДж /(кмоль⋅град) - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания (определяется из приложения табл. 3 для дизелей при температуре t₆;

(mc_v )_{в =} 20,771 - средняя мольная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме. Определяется методом интерполяции, исходя из следующих значений: - при температуре t₀ = 0°С (mc_v )_в = 20,759 кДж / (кмоль⋅град);

- при температуре t₀ = 100°С = 20,839 кДж / (кмоль⋅град);

R = 8,314 кДж/(кмоль·град) – универсальная газовая постоянная.

Остаточный член теплового баланса (94)

Q_ост = Q – (Q_e + Q_охл + Q_г ) = 452,8 – 160 –71,9 – 155,1 =69,4 кВт.

Таблица 8 - Основные величины теплового баланса двигателя

Тепловой расчет дизеля с наддувом

Произвести тепловой расчёт четырёхтактного дизельного двигателя. Двигатель четырехцилиндровый (i=4). Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε=15,9. Дизель с турбонаддувом p_k = 0,17 МПа (центробежный компрессор с охлаждаемым корпусом и лопаточным диффузором и радиальная турбина с постоянным давлением перед турбиной).

Исходные данные:

- мощность двигателя, N_е = 85 кВт;

- частота вращения n = 2500 об/мин;

- степень сжатия ε =15,9;

- коэффициент избытка воздуха α =1,6;

- топливо дизельное (С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004).

Определить:

- количество воздуха, участвующего в сгорании 1 кг топлива;

- количество (кмоль) свежей смеси и продуктов сгорания;

- параметры p и Т в процессах впуска, сжатия, сгорания и расширения;

- среднее эффективное давление цикла;

- механический, индикаторный и эффективный КПД;

- индикаторный, эффективный и секундный расходы топлива.

Рассчитать тепловой баланс.

Решение

Низшая теплота сгорания Q н = Q Н = 33,913С + 102,995Н – 10,885(О – S) – 2,512d = Q Н = 33,913×0,87 + 102,995×0,126 – 10,885× 0,004 = 42,438 МДж/кг = = 42438 кДж/кг.

1. По формулам (15), кмоль, и (16), кг, рассчитываем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

2. Действительное количество воздуха, участвующее в сгорании 1 кг топлива, с учетом коэффициента избытка воздуха a согласно (18):

α М₀ =1,6 ×0,499 = 0,794 кмоль;

α т₀ = 1,6 ×14,45 = 23,1 2 кг.

3. Определим по (25) количество, кмоль, продуктов сгорания, образующихся при сгорании 1 кг топлива:

Теоретический коэффициент молекулярного изменения по (37)

4. Рассчитаем параметры процесса впуска.

Примем атмосферные условия: р₀ = 0,10 МПа; Т₀ = 293 К.

Поскольку двигатель с наддувом, p_k = 0,17 МПа - по заданию.

Температура на входе в цилиндр:

Т_к=Т₀(р_к/р₀) ( n k -1)/ n k =293(0,17/0,/1) (1,65-1)/1,65 =361 K,

где n_k – показатель политропы сжатия (для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом принят n_k=1,65).

Температура подогрева DТ = 10°С (задаемся).

Плотность заряда (воздуха) на впуске

r_к = (р_кm)/(R×T_к) = (1,7×10 5 ×29) /(8314 ×361) = 1,643 кг/м 3 .

В соответствии со скоростным режимом двигателя (n=2500 об/мин) и c учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе можно принять:

и ,

где β -коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; ξ_вп - коэффициент сопротивления впускной системы,
отнесенный к наиболее узкому сечению; w_вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы.

Тогда давление в конце впуска по (2) при р_к и r_к

Задаемся параметрами остаточных газов

р₆ = 0,90×р_к = 0,90×0,17 =0,153 МПа; Т₆ =800 К.

Тогда коэффициент остаточных газов по (6)

Температура в конце впуска по (5) при Т_к = Т₀

Величина коэффициента наполнения по (7):

5. Рассчитаем параметры процесса сжатия. Найдем величину показателя политропы сжатия (8)

Давление в конце процесса сжатия согласно (9)

р₂ = р₁×e n 1 = 0,159×15,9 1,37 = 7,04 МПа.

Температура в конце процесса сжатия определяется по формуле (10)

T₂ = T₁·ε n 1 -1 = 384×15,9 1,37-1 = 1069 К.

6. Рассчитаем параметры процесса сгорания. Воспользуемся уравнением (47) процесса сгорания в дизельном двигателе

Коэффициент использования теплоты: для современных дизелей с нераздельными камерами сгорания и хорошо организованным струйным смесеобразованием можно принять для двигателя с наддувом в связи с повышением теплонапряженности двигателя и созданием более благоприятных условий для протекания процесса сгорания величину коэффициента теплоиспользования x(V) = 0,85. Согласно формуле (20) М_т = aM₀ .

Действительный коэффициент молекулярного изменения m_q определится из выражения (46):

Тогда первый член уравнения процесса сгорания будет равен

Внутренняя энергия 1 кмоля заряда без учета остаточных газов в конце процесса сжатия U₂ = mс_vmt₂, где mс_vm - средняя мольная теплоемкость воздуха (кДж/кмоль×град) при постоянном объеме в интервале температур от 0 до температуры t₂ = 796 °С (1069 К) находится по табл. П2 приложения.

Для t₂ = 796 °С mC_vm = 22,701 кДж/(кмоль×град). Тогда

Внутренняя энергия U”₂ продуктов сгорания при температуре t₂ , кДж/кмоль.

Мольная теплоемкость продуктов сгорания (mC_vm )_пс при a =1,6 согласно табл. П3 приложения. при t₂ = 796 °С равна 24,472 кДж/(кмоль×К). Тогда

Второе слагаемое уравнения процесса сгорания

Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11-12 МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля с наддувом λ=1,5

Тогда третье слагаемое уравнения процесса сгорания

Сумма всех трех слагаемых левой части уравнения сгорания

= 44022 + 18114 + 13331 = 75467 кДж/кмоль.

Или, учитывая, что m_q = 1,04,

Величина U”₄ зависит от температуры сгорания, поэтому последнее уравнение решаем методом подбора, пользуясь табл. П3 приложения.

Примем температуру в конце процесса сгорания t₄= 2000 °С (2273 К), тогда a = 1,6 мольная теплоемкость продуктов сгорания mС_vm =
= 27,743 кДж/кмоль, тогда

U”₄ + 8,314Т₄ = 55486 + 8,314×2273 = 74383 кДж/кмоль,

что несколько больше, чем 72564 кДж/кмоль. Поэтому принимаем температуру в конце процесса сгорания Т₄ = 2173К (t₄ = 1900 о С) и снова повторяем расчет:

U”₄ + 8,314Т₄ = 52292 + 8,314×2173 = 70358 кДж/кмоль,

Теперь полученная величина несколько меньше, чем 72564 кДж/кмоль. Значит, искомая температура меньше. Задаемся значением температуры Т₄ и т.д. Получаем, что t₄ = 1960 °С (2233 К) (приняв линейную зависимость U" = f(T) в пределах изменения t от 1900 до 2000 °С).

По формуле (52) рассчитаем максимальное давление в процессе сгорания

7. Определим параметры процесса расширения. Примем показатель политропы процесса расширения n₂ = 1,27 (см. табл. 5, стр.33).

Температура в конце процесса расширения согласно (55) равна

Степень предварительного расширения

Давление в конце процесса расширения согласно (54) равно

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 10% для всех скоростных режимов работы двигателя).

8. Определяем среднее индикаторное давление цикла по (64):

Среднее индикаторное давление действительного цикла с учетом скругления диаграммы (принимаем коэффициент скругления j _i= 0,95)

9. Рассчитаем показатели экономичности цикла. Оценим долю индикаторного давления, затраченного на трение и привод вспомогательных механизмов (73), полагая камеру сгорания неразделенной, А = 0,089, В = 0,0118.

Р_м = 0,089 + 0,0118С_m.

Средняя скорость поршня (74)

С_m = S×n/30 = 0,12×2500/30 = 10 м/с,

где S = 0,12 м– ход поршня, м; ориентировочно принимается по данным прототипа. Поскольку прототип в примере не задан, примем ход поршня
ориентировочно. Тогда

Р_м = 0,089 + 0,0118×10 = 0,207 МПа.

Среднее эффективное давление цикла по (72)

P_e=P_i – P_м = 1,246 – 0,207 = 1,039 МПа.

Механический КПД по (71)

Удельный индикаторный расход топлива, выраженный через основные параметры, согласно формулы (69), равняется

Удельный эффективный расход топлива, приходящийся на единицу эффективной работы, найденный по (77), равен

Определим величину индикаторного КПД, используя удельный индикаторный расход топлива, выраженный в кг/МДж, по (68):

Величина эффективного КПД цикла, выраженного через найденные значения индикаторного и механического КПД , согласно формулы (76) равна

Секундный расход топлива для двигателя мощностью 160 кВт составляет

10. Определение основных параметров цилиндра и удельных параметров двигателя

Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем литраж двигателя, (78):

V_л = 30∙t∙N_e / (p_e ∙n) = 30×4×85×10 3 / (1,039×10 6 × 2500) = 0,003927 м 3 = 3,927 л,

где t = 4 - тактность двигателя;

n = 2500 мин -1 – частота вращения;

N_е= 85 кВт – заданная эффективная мощность двигателя.

Определяем рабочий объем одного цилиндра(79):

V_h = V_л / i = 0,003927 /4 = 0,000982 м 3 = 0,982 л,

где i = 4 – число цилиндров.

Определяем диаметр цилиндра, (80):

Ход поршня S предварительно принят 0,12 м.

Основные параметры и показатели двигателя (81)определяем по окончательно принятым значениям D = 0,1 м и S = 0,12 м:

Определяем площадь поршня:

Определяем эффективную мощность(83):

N_е = р_е × V_л ×n / (30 × t) = 1,039×10 6 ×0,003768×2500/(30×4) = 81600 Вт = 81,6 кВт.

Определяем эффективный крутящий момент (84):

М_е = 30× N_е / (p× n) = 30×81600/(3,14×2500) = 312 Н×м .

Определяем литровую мощность двигателя (85):

11. Сравниваем полученное значение мощности с заданным значением(86), делаем выводы о правильности проведенного теплового расчета. Расхождение в значении мощности не должно превышать 10%.

© 2014-2022 — Студопедия.Нет — Информационный студенческий ресурс. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав (0.044)

Q = G_тQ н = 0,00529×42,438×10 3 = 224,50 кВт.

Теплота, превращенная в полезную работу (89),

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, определится по
формуле (91):

где с - коэффициент пропорциональности, с = 0,45…0,53 для четырехтактных двигателей; поскольку двигатель с наддувом, примем с = 0,5

i= 4 - число цилиндров;

D= 12см - диаметр цилиндра;

n = 2500 мин -1 - заданная частота вращения коленчатого вала двигателя;

m - показатель степени, m = 0,5…0,7 для четырехтактных двигателей, примем m = 0,65.

Теплота теряемая с отработавшими газами (92):

где G_т = 0,00539 кг/с — расход топлива;

М_пс = 0,832 и aМ₀ = 0,794— расходы продуктов сгорания и воздуха в расчете на 1 кг топлива, кмоль/кг;

t₆ = (Т₆ – 273) =801 - 273 =528 о С и t_к = (Т_к – 273) = 361 – 273 = 88 о С — температуры отработавших газов и поступающего воздуха,;

(mc_v )_пс = 23,432 кДж/(кмоль⋅град) - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания (определяется методом интерполяции из приложения табл. П3 для дизелей при a = 1,6 и температуре t₆ = 800 – 273 =528 о С);

(mc_v )_в = 20,829 - средняя мольная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме при температуре, исходя из следующих значений: - при температуре t₀ = 0°С (mc_v )_в = 20,759 кДж/(кмоль⋅град);

- при температуре t₀ = 100°С = 20,839 кДж/(кмоль⋅град);

R = 8,314 кДж/(кмоль·град) – универсальная газовая постоянная.

Остаточный член теплового баланса (94)

Q_ост = Q – (Q_e + Q_охл + Q_г ) = 224,50 – 85 –59,70 - 77,66 = 3,14кВт.

Таблица 9 - Основные величины теплового баланса двигателя

Тепловой расчет карбюраторного двигателя

Выполнить тепловой расчет четырехтактного карбюраторного двигателя. Двигатель четырехцилиндровый (i=4). Система охлаждения жидкостная закрытого типа.

Исходные данные:

- мощность двигателя при n = 5200 об/мин, N_е – 65 кВт;

- степень сжатия ε = 8,5;

- коэффициент избытка воздуха α = 0,9;

- топливо - бензин (С = 0,855; Н = 0,145; Н/С=0,17);

- молекулярная масса μ_т = 114;

- плотность топлива (жидк.) ρ_ж = 594 кг/м 3 .

Определить:

- количество воздуха, участвующего в сгорании 1 кг топлива;

- количество (кмоль) свежей смеси и продуктов сгорания;

- параметры (р и Т) процессов впуска, сжатия, сгорания и расширения;

- среднее эффективное давление цикла;

- механический, индикаторный и эффективный КПД;

- индикаторный, эффективный и секундный расходы топлива.

Рассчитать тепловой баланс.

Решение:

Низшая теплота сгорания Q Н = 33,913С + 102,995Н – 10,885(О – S) – 2,512d = 33,913×0,855 + 102,995×0,145 = 43,930 МДж/кг = = 43930 кДж/кг.

1. Рассчитаем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива (15-16):

2. С учетом коэффициента избытка воздуха α = 1определим по формулам действительное количество воздуха, участвующего в сгорании 1 кг
топлива (18):

α·п₀ = 0,9·14,96 = 13,464 кг,

α·М_о = 0,9·0,512 = 0,461 кмоль.

3. По формуле (19) определим суммарное количество кмоль горючей смеси, участвующей в сгорании 1 кг топлива:

Суммарное количество горючей смеси в килограммах будет равно:

G_T =1 + 14,96 = 15,96 кг.

4. Определим суммарное количество продуктов сгорания, которое получается при сгорании этой горючей смеси:

Количество отдельных составляющих продуктов сгорания на 1 кг топлива рассчитываем по (29-33) принимая отношение количества молей не прореагировавшего водорода к числу молей окиси углерода К = 0,5

Изменение количества молей смеси

Теоретический коэффициент молекулярного изменения μ₀ (34)

5. Расчет параметров процесса впуска

Примем: приращение температуры в процессе подогрева заряда
ΔТ = 15°С, температуру остаточных газов Т₅ =1050 К, давление остаточных газов р₅= 0,12 МПа. Суммарный коэффициент, учитывающий гашение скорости и сопротивление впускной системы, отнесенный к минимальному сечению, β 2 +ζ = 3. Примем скорость движения заряда в сечении клапана w_вn= 90 м/с. Так как воздух в систему впуска забирается из атмосферы (наддув отсутствует), то р_к = р_о= 0,1 МПа, Т_к = Т₀ = 288 К. Определим плотность заряда на впуске

Найдем давление в конце впуска:

Рассчитаем коэффициент остаточных газов:

Определим температуру конца впуска:

Найдем величину коэффициента наполнения:

6. Рассчитаем параметры процесса сжатия. Показатель политропы сжатия в зависимости от числа оборотов n:

Давление в конце процесса сжатия:

Температура в конце процесса сжатия:

7. Определим параметры в конце процесса сгорания. Вычислим действительный коэффициент молекулярного изменения (46)

Определим не выделившуюся теплоту вследствие неполного сгорания топлива (согласно формуле (28) А = 114×10 6 )

Найдем температуру в конце процесса сгорания (T₃). Для этого воспользуемся уравнением сгорания (48):

Примем коэффициент теплоиспользования теплоты, согласно опытным данным для карбюраторных двигателей, равным 0,85.

Внутренняя энергия 1 кмоля свежей смеси в конце процесса сжатия:

где (μс_νm)- средняя мольная теплоемкость при постоянном объеме в интервале температур от 0 до температуры t₂ , берут из таблицы П2 приложения, считая, что теплоемкость свежей смеси равна теплоемкости воздуха. Для t₂=520°С находим (μс_νm) =21,842 кДж/(кмоль·К).

Тогда U₂ = 21,842 · 520 = 11358 кДж/кмоль.

Внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания в конце процесса сжатия где

(μс_νm)_пс - мольная теплоемкость продуктов сгорания.

Используя данные таблицы П4 приложения, по температуре t₂ = 520°С находим значение (μс_vm)_пспри коэффициенте избытка воздуха a = 0,9, применяя линейную интерполяцию в интервале температур от 500°С до 600°С,(μс_vm)_пс = 24,709 кДж/(кмоль·К).

Тогда: U ” ₂ = 24,709 ·520 = 12849 кДж/кмоль

Подставляя найденные значения в уравнение сгорания, получим

Воспользуемся табличными данными (таблица П4 приложения) найдем температуру t₃методом подбора. Для бензина при α = 0,9 и t₃ = 2400°С табличное значение (μс_vm)_пс = 29,230 кДж/(кмоль·К). Тогда: U ” ₃ = 29,393 ·2400 = 70543 кДж/кмоль, что меньше, чем найденное значение 72362, а при t₃=2500°С U₃ ’’ = 29,533 ·2500 = 73882 кДж/кмоль, что несколько больше, чем 72362. Значит, искомая температура лежит между 2400 и 2500 °С. Принимая линейную зависимость внутренней энергии от температуры, получаем t₃ = 2454 o С(2727К). Она является максимальной температурой цикла.

Рассчитаем давление в конце процесса сгорания (51)

Степень повышения давления при горении топливной смеси

Действительное максимальное давление в цикле (53)

8. Рассчитаем параметры процесса расширения. Примем показатель политропы расширения n₂ = 1,24 (см. табл. 5, стр.33). Давление в конце процесса (56):

Температура в конце процесса расширения (57):

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 10% для всех скоростных режимов работы двигателя). Обратить внимание на то, что в циклах бензиновых двигателей т.5 соответствует параметрам остаточных газов в камере сгорания.

что вполне допустимо.

9. Определим среднее индикаторное давление цикла (65)

Принимая коэффициент скругления индикаторной диаграммы φ_i = 0,96, получаем действительное среднее индикаторное давление (66)

P_i = 0,96 · 1,026 = 0,994 МПа.

10. Рассчитаем показатели экономичности цикла. Определим долю индикаторного давления, затраченного на трение и привод вспомогательных механизмов (73), примем S = 0,082 м, тогда средняя скорость поршня (74)

где А и В - коэффициенты, зависящие от кон­структивных особенностей двигателя.

А = 0,034, В = 0, 0113 для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S/D≤1;

Р_м = 0,034 + 0,0113С_m = 0,034 + 0, 0113×14,21= 0,194 МПа.

Тогда среднее эффективное давление цикла

Р_e = P_i - Р_м= 0,994 - 0,194 = 0,80 МПа.

Определим механический КПД (76)

Вычислим удельный индикаторный расход топлива (69)

Тогда удельный эффективный расход топлива (77)

Найдем величину индикаторного КПД

Эффективный КПД цикла (76)

Определим секундный расход топлива

G_Т = q_e ∙ N_e= 0,309 ∙ 65 = 20,085 кг/ч=0,005579 кг/с.

11.Основные параметры цилиндра и двигателя

Определяем литраж двигателя (78):

V_л = 30∙t∙N_e / (p_e ∙n) =30×4×65×10 3 / (0,8×10 6 ×5200) = 0,001875 м 3 = 1,875 л.

где t = 4 - тактность двигателя;

N_е- эффективная мощность двигателя.

Определяем рабочий объем одного цилиндра (79):

V_h = V_л / i = 0,001875 / 4=0,000469 м 3 = 0,469 л.

Определяем диаметр цилиндра. Так как ход поршня S предварительно был принят 0,082 м то (80):

Окончательно принимаем D = 0,086 м и S = 0,082 м.

Основные параметры и показатели двигателя определяем по окончательно принятым значениям D и S (81)

Определяем площадь поршня (82):

Определяем эффективную мощность (83):

N_е = р_е × V_л ×n / (30 × t) = 0,80×10 6 ×0,0019×5200/(30×4) =65866 Вт = 65,866 кВт.

Определяем эффективный крутящий момент (84):

М_е = 30× N_е / (p× n) = 30×65866/ (3,14 × 5200) = 121,02 Н×м.

11. Сравниваем полученное значение мощности с заданным значением (86), делаем выводы о правильности проведенного теплового расчета. Расхождение в значении мощности не должно превышать 10%.

© 2014-2022 — Студопедия.Нет — Информационный студенческий ресурс. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав (0.037)

1. Давление и температура окружающей среды.Двигатель будет работать без наддува (с наддувам) согласно исходных данных, поэтому давление окружающей среды выбираем ро = 0,1Мн/м2 (кг/см2), а температуру — Т0 = 288°…300° К.

При работе двигателей с наддувом воздух поступает в цилиндр не из атмосферы, а из компрессора (нагнетателя), где он предварительно сжимается. В соответствии с этим давление и температура окружающей среды при расчете рабочего процесса двигателя с наддувом принимается равной давлению рк и температуре Тк воздуха на выходе из компрессора. В зависимости от степени наддува давление наддувочного воздуха принимается:

Температура воздуха после компрессора

где пк — показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре (нагнетателе).

Из выражения следует, что температура воздуха после компрессора зависит от степени повышения давления в нагнетателе и показателя политропы сжатия.

Величину пк принимают по опытным данным в зависимости от типа наддувочного агрегата и степени охлаждения:

2. Давление остаточных газов.В цилиндре двигателя перед началом процесса наполнения всегда содержится некоторое количество остаточных газов, находящихся в объеме Vc камеры сгорания. Величина давления остаточных газов рrустанавливается в зависимости от числа и расположения клапанов, сопротивлений впускного и выпускного трактов, фаз газораспределения, характера наддува, быстроходности двигателя, нагрузки, систем охлаждения и других факторов.

Для автомобильных двигателей без наддува, а также с наддувом и выпуском в атмосферу

Большие значения рrпринимаются для высокооборотных двигателей. Для двигателей с наддувом и наличием газовой турбины на выпуске

3. Температура остаточных газов. В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, числа оборотов, нагрузки и коэффициента избытка воздуха принимают значение температуры остаточных газов, которая для бензиновых двигателей при работе на номинальном режиме изменяется в пределах Тr=900-1100° К, для дизелей - Тr=700-900° К.

ПРОЦЕСС ВПУСКА

1. Температура подогрева свежего заряда.Учитывая высокое число оборотов и желание получить хорошее наполнение двигателя, принимается для бензинового и дизеля ∆Т=5º-7º

Плотность заряда на впуске

где В — удельная газовая постоянная. Для воздуха

где R = 8315 дж/кмоль град — универсальная газовая постоянная.

Потери давления на впуске.

Потери давления Δра за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

где β — коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; ξ вп — коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее

ωВП — средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах);

ρк и ρо — плотность заряда на впуске соответственно при наддуве и без него (при рк = ро и ρк = ρо).

По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме (β2 + ξВП)

= 2,5÷4,0 и ωВП = 50-130 м/сек.

Величина Δра у четырехтактных двигателей без наддува на номинальном режиме колеблется в пределах: для бензиновых двигателей Δра= (0,06÷0,20) р0 Мн/м2, для дизелей Δра = (0,04÷0,18) р0 Мн/м2.

При работе двигателя с наддувом значение ра приближается к рк, однако абсолютные значения сопротивлений во впускных органах возрастают.

Для четырехтактных двигателей с наддувом

4. Давление в конце впуска.Для двигателей с наддувом и без наддува.

или

5. Коэффициент остаточных газов.Величина коэффициента остаточных газов уrопределяет качество очистки цилиндров от продуктов сгорания. С увеличением уrуменьшается количество свежего заряда, которое может поступить в цилиндр двигателя в процессе впуска.

Коэффициент остаточных газов для четырехтактных двигателей:

где ε — степень сжатия, Тк = Т0 – температура после компрессора или температура окружающей среды.

В четырехтактных двигателях величина γrзависит от степени сжатия, параметров рабочего тела в конце впуска и выпуска, числа оборотов и других факторов.

С увеличением степени сжатия ε и температуры остаточных газов Тrвеличина γrуменьшается, а при увеличении давления остаточных газов и числа оборотов — возрастает:

При применении наддува величина коэффициента остаточных газов снижается.

12. Температура в конце впуска.Эту температуру Та с достаточной степенью точности определяют на основании уравнения баланса теплоты, составленного по линии впуска от точки r до точки а:

где — количество теплоты, внесенное свежим зарядом, с учетом подогрева заряда от стенок;

— количество теплоты, заключающееся в остаточных газах;

— количество теплоты, заключающееся в рабочей смеси.

Принимая в уравнении mcp— mcp" = mcp׳ получим

Величина Та в основном зависит от температуры рабочего тела, коэффициента остаточных газов, степени подогрева заряда и в меньшей степени — от температуры остаточных газов.

У современных четырехтактных двигателей без наддува температура в конце впуска будет:

Коэффициент наполнения.

Для четырехтактных двигателей с учетом продувки и дозарядки цилиндра

для четырехтактных двигателей без учета продувки и дозарядки φп=φд=1;

Величина коэффициента наполнения в основном зависит от тактности двигателя, степени его быстроходности и совершенства системы газораспределения.

Значение коэффициента наполнения для сравнения:

ПРОЦЕСС СЖАТИЯ

1.Средний показатель адиабаты сжатия k1 при заданном (ε) и (Та) определяют по графику

Рис. 7. Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия k1

2. Средний показатель политропы сжатия.Величина n1 устанавливается по опытным данным в зависимости от числа оборотов двигателя, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов. Однако, учитывая, что процесс сжатия протекает достаточно быстро (0,015-0,005 сек на номинальном режиме), суммарный теплообмен между рабочим телом и стенками цилиндра за процесс сжатия получается незначительным и величина п1 может быть оценена по среднему показателю адиабаты сжатия k1.

Учитывая быстроходность рассчитываемого двигателя, принимают

3. Давление и температура в конце процесса сжатияопределяются из уравнения политропы с постоянным показателем п1:

Для современных автомобильных и тракторных двигателей давление и температура в конце сжатия изменяются в пределах (для сравнения):

Читайте также:

  
• P177b ошибка шкода октавия
  
• Схема втягивающего реле стартера камаз
  
• Схема пневмоподвески мерседес 2429
  
• Топливная схема газ 66
  
• Схема втягивающего реле стартера уаз буханка