Тепловой расчет ДВС

Подогрев заряда. Степень подогрева заряда характеризует изменение его температуры при движении по впускному тракту и внутри цилиндра. Для четырехтактных дизелей с наддувом изменяется от 10 до 25 К, принимается _=20К;

Давление и  температура остаточных газов. После завершения каждого цикла в цилиндре двигателя остаются продукты сгорания (отработавшие газы), давление которых p_r , а температура T_r.

Величина p_r определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов. Для дизелей с выпуском в атмосферу давление остаточных газов:

р_r = Р_к *К_ост

                                                  р_r = 0,98* 0,9=0,1350     

                                     (9)

К_ост=0,98 –коэффициент остаточных газов. Для двигателей с наддувом  принимается К_ост = 0,98.

При выборе р_r большие значения принимаются для дизелей с высокой частотой вращения коленчатого вала.

Температура остаточных газов  принимается для дизелей T_r = 600 .. 900 К. Принимаю  T_r = 800К.

Понижение давления на впуске. Понижение давления при движении заряда во впускной системе пропорционально квадрату скорости газа в сечении с наименьшей площадью (как правило, это проходное отверстие в клапанах или продувочных окнах) и зависит от коэффициентов сопротивления впускной системы ε_вп и затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра.

Средняя скорость воздуха  в проходных отверстиях впускных клапанов дизелей  от 30 до 70 м/с. Согласно опытным данным, при полном открытии клапанов на номинальном режиме работы двигателя суммарный коэффициент находится в пределах от 2,5 до 4. Принимаем К_п=2,5.

Показатель политропы сжатия. Расчет параметров заряда в процессе сжатия проводится по условному среднему за процесс показателю политропы n₁. Показатель политропы сжатия n₁ определяется методом последовательных приближений. Для этого принимаем приближенное оценочное значение с наддувом от 1,32 до 1,4.Принимаем n₁=1,37.

Показатель политропы расширения. Расчет параметров процесса расширения проводится по уравнениям политропного процесса с условно постоянным усредненным показателем n₂. Средний показатель политропы n₂ рассчитывается методом последовательных приближений. Предварительные ориентировочные значения n₂ принимаем для дизелей от 1,15 до 1,28. Принимаем n₂=1,27.

Коэффициент использования  теплоты учитывает потери теплоты от теплопередачи в стенки цилиндров в период сгорания топлива, потери от диссоциации продуктов сгорания, заметной при температурах сгорания выше 2000 К, принимаю в дизелях от 0,82 до 0,86. Принимаем ^₌0,82.

 

2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

 

Расчет рабочего цикла  дизельного двигателя предусматривает  определение параметров процессов: впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска.

В процессе впуска температура свежего заряда увеличивается за счет подогрева от нагретых деталей двигателя. Величина подогрева зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, быстроходности двигателя, наличия устройства подогрева. Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда, отрицательно влияя на наполнение двигателя. Величина подогрева свежего заряда в дизелях с наддувом лежит в интервале от 10 до 40^оС.

Плотность заряда на впуске:

                                           (11)

где R_в – удельная газовая постоянная воздуха, R_в =287 Дж/кг град.

Потери давления на впуске:

.

                             (12)

Давление в конце впуска:

.

          

                                  (13)

Коэффициент остаточных газов:

          

   (14)

Обычно для дизелей  γ_г = 0,02…0,05. Коэффициент остаточных газов принимается.

Температура в конце впуска:

(15)

Для современных дизелей  Т_a изменяется в пределах (310…400) К. температура в конце впуска принимается.

Коэффициент наполнения η_v, являющийся наиболее важной величиной, характеризующей процесс впуска, представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло бы поместится в рабочем объеме цилиндра при условии, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд

                         

(16)

Для дизелей: с наддувом η_v = 0,8… 0,94; η_v принимается.

При расчете процесса сжатия определяются средний показатель политропы сжатия n₁, параметры конца сжатия (р_с и Т_с) и теплоемкость рабочего тела в конце сжатия (mC΄_v)_t0^tc.

При работе дизеля на номинальном  режиме показатель политропы сжатия n₁ устанавливается в зависимости от показателя адиабаты К₁, в следующих пределах

n₁ = (К₁ + 0,02) =1,37                                             (17)

Определение К₁ производится по номограмме в зависимости от ε и Т_а.

Давление р_с и температура Т_с в конце процесса сжатия:

(18)

Для дизелей с наддувом принимается р_с = 3,5…5,5 МПа; Т_с = до 1150К. Средняя мольная теплоемкость воздуха в конце сжатия:

(19)

где t_с = Т_с – 273⁰ С.

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов дизельного топлива  в конце сжатия определяется методом интерполяции по таблице (mC"v)^tc_to в зависимости от t_c и α.

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия

 (20)

Процесс сгорания является основным процессом рабочего цикла двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы. Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Т_z и давления р_z в конце видимого процесса сгорания, для чего необходимо определить следующие показатели.

Коэффициент молекулярного  изменения свежей μ₀ и рабочей μ смеси:

μ₀ = М₂/М₁

                                            μ₀ = 0,7807/0,7491=1,0372;                         (21)

                                  (22)

Теплота сгорания рабочей  смеси:

            (23)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме:

(24)

M_i(СО₂) = 0,0725      (mс"_viСО2)^tz_to=2,864

M_i(Н₂О) = 0,0630      (mс"_viН2О)^tz_to=1,6802

M_i(О₂) = 0,0727      (mс"_viО2)^tz_to=1,7247

M_i(N₂)=0,6724      (mс"_viN2)^tz_to=14,75

 

Коэффициент использования  теплоты для современных дизелей  с турбо наддувом изменяется в пределах = 0,7…0,88. Степень повышения давления λ в дизеле, в основном, зависит от количества топлива, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше  11 – 12МПа.  В связи с этим для дизелей с турбо наддувом  λ = 1,2…1,8.

Температура в конце видимого процесса сгорания t_z⁰ С находится путем решения уравнения:

x_z * H_раб.см. + [(mC' v)^tc_to + 8,315 * l] * t_c + 2270 * (l - m) = m * (mC"p)^tz_to * t_z

H_раб.см.=48407;     m = 1,03;

(mC' v)^tc_to=22,54;     (mC"p)^tz_to =32,16.

l=1,50;       t_z=1844 ⁰C

t_c =720 С⁰;      T_z=2117 ⁰K            

                                        (25)

Максимальное давление сгорания:

 

 (26)

Степень предварительного расширения:

      

                                        (27)

Для дизелей ρ =1,2…1,7; Т_z = 1800…2300 К; р_z = 5…12 МПа.

В результате осуществления процесса расширения  происходит преобразование тепловой энергии в механическую работу.

Рассчитаем степень последующего расширения:

δ = e / r

δ = 14,5/1,47=9,86                               (28)

Рассчитаем показатель политропы:

n₂= 1.22/1.01=1.2646           (29)

Давление и температура  в конце процесса расширения:

(30)

Среднее значение показатели политропы расширения n₂ для дизелей на номинальном режиме принимается несколько меньше показателя адиабаты расширения К₂, выбираемой по диаграмме в зависимости от δ, Т_z и заданного значения . Обычно, средняя величина n₂ , полученная при анализе индикаторных диаграмм, изменяется в пределах 1,18…1,28. Примерные значения р_в и Т_в, для современных дизелей с наддувом на номинальном режиме, лежат в пределах: р_в = 0,2…0,5МПа, Т_в = 1000…1200 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов производится по формуле

                                             (31)

Отклонение = 100(779-800)/779 = 2,7%

Ошибка в определении  Т_z не должна превышать 5%. Расчёты на данном этапе проведены верно.

 

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНЫХ И ЭФФЕКТИВНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОЧЕГО ЦИКЛА

 

Рабочий цикл двигателя характеризуется  средними индикаторными: давлением р_i; мощностью N_i; КПД η_i; удельным расходом топлива g_i.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

         (32)

Среднее индикаторное давление:

,                                                 (33)

где - коэффициент полноты диаграммы принимаемый =0,95.

При работе на полной нагрузке для дизелей: с турбо наддувом р_i = 0,7…1,1 МПа.

Индикаторная мощность

N_i = р_i *V_h*i*n /120

          N_i = 1,041*2,82*8*1750 /120=343кВТ                           (34)

где V_h - рабочий объем одного цилиндра, л

Индикаторный КПД характеризует  степень использования в действительном цикле теплоты топлива для  получения полезной работы и учитывает  все тепловые потери действительного  цикла:

(35)

Для дизелей η_i = 0,38…0,5.

Индикаторный удельный расход топлива:

.

    (36)

Для дизелей на номинальном  режиме g_i = 170…210 г/(кВт ч).

Эффективные показатели, характеризующие работу двигателя, отличаются от индикаторных наличием затрат полезной работы на преодоление различных механических сопротивлений и на совершение процессов впуска и выпуска.

Среднее давление механических потерь для дизелей:

для дизелей с неразделенными камерами сгорания

                                    р_м = 0,089 + 0,0118 υ_п.ср, 

р_м = 0,089 + 0,0118 *9=0,1952 МПа                                  (37)

где υ_п.ср - средняя скорость поршня, м/с;

Среднее эффективное давление р_е представляет собой отношение эффективной работы на валу коленчатого вала двигателя к единице рабочего объема цилиндра. В расчетах двигателей р_е определяется как

                  p_е = p_i – p_м

              p_е = 1,041-0,1952 = 0,846МПа                                                         (38)

Для дизелей с наддувом принимается р_е = 0,65…0,85 МПа,

Механический КПД.

η_м = p_e / p_i.    

η_м = 0,846/ 1.041_.=0,813                                               (39)

Для дизелей с наддувом η_м = 0,7…0,85.

Эффективный КПД и эффективный  удельный расход топлива 

(40)

Эффективная мощность N_e⁼ η_м*N_i = 0,813*343 = 278.85 кВт

Для дизелей с наддувом η_е = 0,32…0,42. В данном разделе расчеты произведены верно.