Тепловой расчет дизеля кратко
Обновлено: 07.07.2024
где Q — теплота топлива, введенная в двигатель; Qе — теплота,
превращенная в полезную работу; Qохл — теплота, потерянная с охлаждающим агентом (водой или воздухом); Qг — теплота, потерянная с отработавшими газами; Qост — остаточный член баланса, который равен сумме всех неучтенных потерь.
Количество располагаемой (введенной) теплоты (88)
Q = GтQ 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 Gт = 0,0108 кг/с - расход топлива;
Мпс = 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,;
(mcv )пс = 24,026 кДж /(кмоль⋅град) - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания (определяется из приложения табл. 3 для дизелей при температуре t6;
(mcv )в = 20,771 - средняя мольная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме. Определяется методом интерполяции, исходя из следующих значений: - при температуре t0 = 0°С (mcv )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)
Qост = Q – (Qe + Qохл + Qг ) = 452,8 – 160 –71,9 – 155,1 =69,4 кВт.
Таблица 8 - Основные величины теплового баланса двигателя
| Составляющие теплового баланса | Q, кВт | q, % |
| Количество располагаемой (введенной) теплоты | 452,8 | 100 |
| Теплота, превращенная в полезную работу | 160 | 35,34 |
| Теплота, потерянная с охлаждающим агентом | 71,90 | 15,88 |
| Теплота, потерянная с отработавшими газами | 155,1 | 34,25 |
| Остаточный член теплового баланса | 65,8 | 14,53 |
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 pk = 0,17 МПа (центробежный компрессор с охлаждаемым корпусом и лопаточным диффузором и радиальная турбина с постоянным давлением перед турбиной).
Исходные данные:
- мощность двигателя, Nе = 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, pk = 0,17 МПа - по заданию.
Температура на входе в цилиндр:
Тк=Т0(рк/р0) ( n k -1)/ n k =293(0,17/0,/1) (1,65-1)/1,65 =361 K,
где nk – показатель политропы сжатия (для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом принят nk=1,65).
Температура подогрева DТ = 10°С (задаемся).
Плотность заряда (воздуха) на впуске
rк = (ркm)/(R×Tк) = (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; ξвп - коэффициент сопротивления впускной системы,
отнесенный к наиболее узкому сечению; wвп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы.
Тогда давление в конце впуска по (2) при рк и rк
Задаемся параметрами остаточных газов
р6 = 0,90×рк = 0,90×0,17 =0,153 МПа; Т6 =800 К.
Тогда коэффициент остаточных газов по (6)
Температура в конце впуска по (5) при Тк = 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) Мт = aM0 .
Действительный коэффициент молекулярного изменения mq 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 = mсvmt2, где mсvm - 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 mCvm = 22,701 кДж/(кмоль×град). Тогда
Внутренняя энергия U”2 продуктов сгорания при температуре t2 , кДж/кмоль.
Мольная теплоемкость продуктов сгорания (mCvm )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 mq = 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 mСvm =
= 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.
Рм = 0,089 + 0,0118Сm.
Средняя скорость поршня (74)
Сm = 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
Рм = 0,089 + 0,0118×10 = 0,207 МПа.
Среднее эффективное давление цикла по (72)
Pe=Pi – Pм = 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):
Vл = 30∙t∙Ne / (pe ∙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;
Nе= 85 кВт – заданная эффективная мощность двигателя.
Определяем рабочий объем одного цилиндра(79):
Vh = Vл / 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):
Nе = ре × Vл ×n / (30 × t) = 1,039×10 6 ×0,003768×2500/(30×4) = 81600 Вт = 81,6 кВт.
Определяем эффективный крутящий момент (84):
Ме = 30× Nе / (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 (0.03)
Расчет ведется с использованием методики, изложенной в [3].
1.1 Исходные данные для расчета
Исходные данные приведены в таблице 1.
Таблица 1 - Исходные данные
Эффективная мощность дизеля ПД1М, кВт
Номинальная частота вращения коленвала, об/мин
Диаметр цилиндра, м
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
Максимальное давление сгорания, МПа
Степень сжатия дизеля
Механический коэффициент полезного действия
Коэффициент избытка воздуха
Коэффициент остаточных газов
Коэффициент эффективного выделения теплоты
Средний показатель политропы сжатия
Средний показатель политропы расширения
Показатель адиабаты сжатия
Показатель адиабаты расширения отработавших газов
Удельная теплотворная способность топлива, кДж/кг
Давление атмосферного воздуха, МПа
Температура окружающего воздуха, К
1.2 Расчет давления наддува дизеля
Требуемое давление наддувочного воздуха, МПа, определяется по параметрам заменяемого дизеля
где рS зам – давление наддува заменяемого дизеля, МПа; рS зам = 0,16 МПа;
Ne зам – эффективная мощность заменяемого дизеля, кВт; Ne зам = 882 кВт;
Для достижения необходимой мощности дизеля принимается давление наддува равное ps=0,2 МПа.
1.3 Выбор схемы воздухоснабжения дизеля
Рассчитанное давление наддува может быть обеспечено при применении одноступенчатой схемы воздухоснабжения дизеля. Сжатие воздуха производится одной ступенью в центробежном компрессоре, приводимом от газовой турбины. Так как рассчитанное давление наддува более 0,15 МПа, то целесообразно применение охлаждения наддувочного воздуха в водовоздушном охладителе.
Схема воздухоснабжения представлена на рисунке 1.
Степень повышения давления,
где р0 – давление атмосферного воздуха, МПа
Рисунок 1 – Схема воздухоснабжения дизеля 1-ПД4
Температура воздуха на выходе из компрессора, К
где hк – коэффициент полезного действия центробежного компрессора;
Температура воздуха после охладителя, К
где hх – коэффициент эффективности охладителя; hх = 0,75 [13];
Тw – температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух, К;
Тw = 328 К [14];
ТS = 378,1-0,75·(378,1 – 328) = 340,5 K.
1.4 Определение параметров рабочего процесса дизеля и построение
индикаторной диаграммы
Целью расчета является определение давлений и температур рабочего тела в цилиндре в характерных точках индикаторной диаграммы, представленной на рисунке 2.
Рисунок 2 – Расчётная индикаторная диаграмма.
1.4.1 Расчет процесса наполнения цилиндра
Рабочий объем цилиндра, м 3
Объем камеры сжатия, м 3
Максимальный объем цилиндра, м 3
Va = Vb = 0,0262+2,3×10 -3 = 0,028 м 3 .
Давление в начале сжатия, МПа, принимается от 0,9 до 0,96 от величины рs.
ра = 0,96×0,200 = 0,192 МПа.
Температура рабочего тела в начале сжатия, К
где DТ – суммарное повышение температуры воздуха в период наполнения,
Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина:
С = 0,855; Н = 0,145 и mт = 115 кг/кмоль
Низшая теплота сгорания топлива:
Параметры рабочего тела
Теоретически необходимое количество сгорания 1 кг топлива:
кмоль возд/кг топл.;
кг возд/кг топл.
Коэффициент избытка воздуха- α
α=1,4-для дизеля без наддува
α=1,7-для дизеля с наддувом
Количество горючей смеси:
кмоль гор.см/кг топл.
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания:
кмоль СО2/кг топл.
кмоль СО/кг топл.
кмоль Н2О/кг топл.
кмоль Н2 / кг топл.
кмоль N2 / кг топл.
Общее количество продуктов сгорания:
кмоль пр.сг/кг топл.
Параметры окружающей среды и остаточные газы
Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без надува pk=p0=0,1 МПа – без наддува и с наддувом pk-по заданию
Тk=Т0=293 К-без наддува, с наддувом
-показатель политропы сжатия
Температура и давление остаточных газов
Без наддува: ,
С наддувом:
Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателей на номинальных скоростных режимах принимается дизель: без наддува ∆Т=20°С, с наддувом ∆Т=10°С.
Плотность заряда на впуске при
кг/м 3
Потери давления на впуске:
В соответствии со скоростным режимом и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля с наддувом и без наддува и м/с.
Тогда Δрa на всех скоростных режимах рассчитывается по формуле:
Давление в конце впуска:
МПа
Коэффициент остаточных газов:
Температура в конце впуска:
К
Коэффициент наполнения:
Средний показатель адиабаты сжатия k1 определяется по номограмме, а средний показатель политропы сжатия n1 принимается несколько меньше k1.
Давление в конце сжатия:
МПа
Температура в конце сжатия:
К
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:
а) свежей смеси (воздуха)
где tc=Tc-273 o C
б) остаточных газов (определяется по таблице методом интерполяции)
в) рабочей смеси
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:
Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:
Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:
кДж/кмоль раб.см.
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания: кДж/(кмоль*град)
Коэффициент использования теплоты
Без наддува , c наддувом
Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива.
С наддувом λ=1,5; без наддува λ=2,0
Температура в конце видимого процесса сгорания:
Tz= +273
Максимальное давление сгорания топлива (теоретическое):
,МПа
Степень расширения для дизелей:
Степень последующего расширения:
Давление и температура в конце процесса расширения:
МПа
К
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
Индикаторные параметры рабочего цикла
Теоретическое среднее давление
Среднее индикаторное давление: МПа
Индикаторный КПД:
Индикаторный удельный расход топлива:
г/(кВт ∙ ч)
Эффективные показатели двигателя
Среднее давление механических потерь
МПа
м/с
Среднее эффективное давление:
МПа
Средний механический КПД:
Эффективный КПД:
Эффективный удельный расход топлива:
г/(кВт ∙ ч)
Основные параметры цилиндра и двигателя
Литраж: л
Рабочий объем одного цилиндра:
Диаметр цилиндра: мм
-Площадь поршня: см 3
-Литраж двигателя: л
-Мощность двигателя: кВт
-Литровая мощность двигателя: кВт/л
-Крутящий момент: Н∙м
-Часовой расход топлива: кг/ч
Построение индикаторных диаграмм
Выбираем масштаб диаграммы.
Величины в приведенном масштабе соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:
максимальная высота диаграммы (точка z): ,
Ординаты характерных точек:
Построение политропа сжатия и расширения аналитическим методом:
а) политропа сжатия: мм
б) политропа расширения: мм
Теоретическое среднее индикаторное давление
МПа
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек по формуле для перемещения поршня.
,
где λ – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, принимается
Положение точки с // определяется из выражения:
Действительное сгорание топлива:
Соединяя плавными кривыми точки r c a / , c / c c // и далее с zд и кривой расширения b / с b // и линией выпуска b // r / r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra / ac / fc // zдb / b // r .
Что делать, если нет взаимности? А теперь спустимся с небес на землю. Приземлились? Продолжаем разговор.
ЧТО ТАКОЕ УВЕРЕННОЕ ПОВЕДЕНИЕ В МЕЖЛИЧНОСТНЫХ ОТНОШЕНИЯХ? Исторически существует три основных модели различий, существующих между.
Что способствует осуществлению желаний? Стопроцентная, непоколебимая уверенность в своем.
1.1. Определение параметров рабочего процесса дизеля
Задачей расчета является определение давлений Р, температур Т и объемов V рабочего тела в цилиндре в характерных точках индикаторной диаграммы и установление закономерностей изменения этих параметров в промежуточных точках.
Индикаторная диаграмма представляет зависимость давления Р от объема V или угла поворота кривошипа коленчатого вала. Характерными точками индикаторной диаграммы являются точки а, с, z, b, которые соответствуют концу процесса наполнения, сжатия, сгорания и расширения (рис. 1).
В первую очередь определяют объемы цилиндра, соответствующие характерным точкам индикаторной диаграммы.
Для этого определяют рабочий объем цилиндра в м 3 :
, (1)
где D и S подставляются в м.
Для двухтактного дизеля с ВДП вместо S подставляется двойной ход поршня 20,254 м.
Геометрическая степень сжатия есть отношение наибольшего объема цилиндра Vmах к наименьшему объему Vmin , т.е.
. (2)
Действительная степень сжатия есть отношение объема цилиндра, соответствующего положению поршня в момент закрытия органов газораспределения (клапанов или окон), к наименьшему объему цилиндра
, (3)
где - доля потерянного хода поршня.
Из выражения для определяем объем камеры сжатия в м 3 (объем цилиндра, соответствующий точке с)
, (4)
где - геометрическая степень сжатия задана в исходных данных.
Для двухтактного двигателя доля потерянного хода на процессы газообмена определяется из соотношения, связывающего геометрическую и действительную v степени сжатия:
, (5)
где v - задано в исходных данных.
Определения геометрической и действительной v степеней сжатия справедливы как для четырехтактного, так и для двухтактного двигателей. У двухтактного двигателя значительная доля хода поршня затрачивается на процессы газообмена. Поэтому фактическое начало процесса сжатия совпадает с моментом закрытия органов газораспределения (точка а на рис. 1. б), которому соответствует объем Va , не совпадающий с наружной мертвой точкой (н.м.т.) У четырехтактного двигателя обычно впускной клапан также закрывается с запаздыванием после н.м.т. Однако, при закрытии впускного клапана в процессе сжатия, когда поршень движется от н.м.т. к внутренней мертвой точки (в.м.т.), проходное сечение быстро уменьшается. Поэтому условно принимают, что у четырехтактного двигателя начало процесса сжатия совпадает с н.м.т. (точка a на рис. 1. а).
Рис. 1. Расчетные индикаторные диаграммы двигателей в координатах P-V:
а) четырехтактного двигателя; б) двухтактного двигателя
Определим теперь объемы цилиндра, соответствующие точке а:
Vа = Vb = Vc + Vh; (6)
Vа = Vb = Vc + (1 - )Vh . (7)
При выполнении расчетов за номинальные условия окружающей среды принимать Р0 = 0,1013 МПа, Т0 = 293 К. Давление рабочего тела в конце наполнения (в начале процесса сжатия, точка а) определяется по соотношениям:
для четырехтактного дизеля с наддувом Ра = К1Рк , МПа;
для четырехтактного двигателя без наддува Ра = К2Рк , МПа;
для двухтактного двигателя Ра = К3Рк , МПа.
Здесь Р0 - давление окружающей среды, МПа; Рк - давление на выходе из компрессора (во впускном патрубке дизеля); К1 = 0,92…0,96; K2 = 0,9…0,95; К3= 0,95…1,05 - экспериментальные коэффициенты, полученные по опытным данным для эксплуатируемых дизелей.
Температура рабочего тела в конце наполнения (в начале процесса сжатия, точка а)
, (8)
где Тк - температура воздуха во впускном патрубке дизеля, К (допускается принимать Тк = 330 К);
Т - величина дополнительного подогрева воздуха от нагретых продуктов сгорания, К;
γ - коэффициент остаточных газов, равный отношению количества остаточных газов Gост к свежему заряду воздуха Gcв;
Тz - температура остаточных газов, К.
По опытным данным для эксплуатируемых тепловозных дизелей можно принять Т = 10…15 К, Тz = 800…900 К - для четырехтактных дизелей, Тz = 700…800 К - для двухтактных дизелей.
Определяют коэффициент наполнения. Коэффициентом наполнения ηV называют отношение действительного количества воздуха, поступившего в цилиндр к началу сжатия, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объеме Vh (для четырехтактного двигателя) или полезном объеме (1 - ψ)·Vh (для двухтактного двигателя) при параметрах воздуха перед впускными органами - давлении Рк и температуре Тк.
Коэффициент наполнения для четырехтактного двигателя определяется из выражения
(9)
Для двухтактного двигателя в этом выражении вместо геометрической степени сжатия ε подставляется действительная степень сжатия εv .
Коэффициент наполнения для двухтактного двигателя, отнесенный к рабочему объему цилиндра,
.
Как следует из определения, коэффициент наполнения четырех- и двухтактного двигателей учитывает параметры рабочего тела в начале сжатия (Ра, Та ). Значение ηv для различных дизелей при работе на номинальном режиме находится в диапазоне 0,8…0,95.
Давление и температуру рабочего тела в конце сжатия (точка c) определяют по формулам:
; (10)
, (11)
где ε(v) - степень сжатия: геометрическая ε (четырехтактный двигатель) или действительная εv (двухтактный двигатель);
nc - среднее значение показателя политропы сжатия.
По опытным данным nc = 1,36…1,38. Величина nc зависит от интенсивности охлаждения цилиндра и его газоплотности: меньшее значение nc принимается при интенсивном охлаждении и меньшей газоплотности.
Параметры конца сгорания (точка z ) характеризуются давлением Pz и температурой Tz, при этом значение Pz = Pmax. Прежде чем определить температуру Тz необходимо вычислить некоторые характерные величины, относящиеся к процессу сгорания.
Теоретически необходимое количество воздуха в киломолях для сгорания 1 кг жидкого топлива определяется с учетом его элементарного состава по стехиометрическим соотношениям.
кмоль возд./кг. топл., (12)
или в массовых единицах
кг. возд./кг. топл., (13)
где mB = 28,95 кг/кмоль - молекулярная масса воздуха.
Химический коэффициент молекулярного изменения μ0, характеризующий относительное увеличение числа молей продуктов сгорания по сравнению с числом молей воздуха, участвующего в горении, определяют по формуле:
, (14)
где H, O - массовые доли элементов топлива (по заданию);
α - коэффициент избытка воздуха для сгорания.
Действительный коэффициент молекулярного изменения μ характеризует относительное увеличение числа молей рабочего тела в цилиндре при сгорании топлива
, (15)
где - коэффициент остаточных газов.
Степень повышения давления при сгорании
. (6)
Температура рабочего тела в конце сгорания tz = TZ - 273,8 °С определяется из уравнения сгорания:
, (17)
где Z- коэффициент эффективного выделения тепла до точки z;
- низшая теплота сгорания топлива (по заданию);
- средняя молярная теплоемкость при постоянной давлении продуктов сгорания жидкого топлива, определяемая при температуре tz;
- средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для воздуха, определяемая при темпере tс.- температуре рабочего тела в точке с.
Средние молярные теплоемкости в кДж/(кмоль·град) определяют по формулам:
- воздух и двухатомные газы:
; (18)
- продукты сгорания жидкого топлива при α > 1:
. (19)
Все другие величины, входящие в уравнение сгорания (17), вычислены ранее или принимаются по заданию. Температуру tZ. определяют из уравнения (17) одним из следующих способов:
1. Подставляют заданный коэффициент избытка воздуха α в уравнение (19) и получают линейное уравнение относительно tZ
, (20)
где А и В - постоянные коэффициенты.
После подстановки в уравнение (17) выражения (20) для получаем относительно неизвестной температурыtZ квадратное уравнение, которое решается известными способами.
2. Задают температуру tZ в первом приближении, например tZO = 1500 °C. Вычисляют по формуле (19) значение , подставляют его в уравнение (17), из которого вычисляютtZ, Если абсолютная величина (tZO - tZ) 4 / 9 4 5 6 7 8 9 > Следующая > >>
Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.
Читайте также: