Тепловой расчет двигателей внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тепловой расчет двигателей внутреннего сгорания

1. Материальный баланс и параметры начальной точки

Выбираем примерный массовый состав топлива согласно методическому указанию [1, страница 5, таблица 5]. Результат выбора приведен в таблице 1.1

Таблица 1.1

Состав дизельного топлива по массе
С	Н	О
0,863	0,126	0,011

Определяем теоретический необходимое количество воздуха для сжигания

1 кг топлива в молях по формуле:

; (1.1)

моль

Теоретический расход должен быть равным примерно 0,5.

Подсчитываем действительное количество воздуха по формуле:

, (1.2)

где - коэффициент избытка воздуха.

моль.

Определяем количество продуктов сгорания по формуле:

; (1.3)

 моль

Вычисляем химический коэффициент молекулярного изменения по формуле:

; (1.4)

Подсчитываем среднюю скорость поршня по формуле:

, (1.5)

где S - ход поршня, м;

n - частота вращения главного вала, об/мин.

м/с

Принимаем расчетную скорость воздуха в проходном сечении всасывающего (впускного) клапана (или двух всасывающих клапанов, что часто применяется у быстроходных двигателей).

Допустимые значения скорости для впускных клапанов:

тихоходные двигатели _вп = 40-50 м/с

быстроходные двигатели _вп =50 -80 м/с

Выбираем быстроходные двигатели с _вп =75 м/с

По эмпирической формуле определяем сопротивление всасывающей системы:

; (1.6)

МПа

Принимаем расчетную скорость газов в двух выпускных клапанах (так как мы выбрали быстроходные двигатели) _вып. Допустимые значения скорости в выпускных клапанах на 15-20 % выше, чем во впускных. Примем, что выпускных клапанах скорость будет на 15 % выше, чем во впускных:

; (1.7)

Определяем сопротивление выпускных клапанов по формуле:

; (1.8)

МПа

Вычисляем давление в цилиндре в конце впуска воздуха по формуле:

, (1.9)

где Р_к - давление наддува, МПа

МПа

Принимаем расчетное давление окружающего воздуха Р_окр =0,133 МПа.

Определяем давление в цилиндре в конце выпуска газа, в зависимости от типа компрессора. Тип компрессора выбирается по методическому указанию [1, страница 4, таблица 4], в зависимости от изначально заданного давления наддува. В нашем случае - это приводной центробежный. Тогда давление в конце выпуска газа определим по формуле:

, (1.10)

где Р_окр - давление окружающего воздуха, МПа.

Итак, в нашем случае, Р_окр =0,1033 МПа. Подставляя это значение в формулу (1.10), получим:

МПа

Подсчитываем давление воздуха при входе в компрессор по формуле:

, (1.11)

где Р_к=0,0030,005 МПа.

Выбираем Р_к=0,004 МПа.

МПа

Принимаем температуру окружающей среды Т_окр=288 К.

Вычисляем температуру воздуха при выходе из компрессора:

, (1.12)

где к - показатель адиабаты (для воздуха к=1,4)

_ад - адиабатный КПД компрессора, определяемый по формуле:

_, (1.13)

где _к - полный КПД компрессора;

_м =0,96-0,98 - механический КПД.

Механический КПД примем равным 0,96. Значение _к задается выбирается в соответствии с типом компрессора по методическому указанию [1, страница 8, таблица 6]. Примем _к=0,6.

К.

Вычисляем температуру воздуха в цилиндре в конце всасывания с учетом нагрева от стенок цилиндра по формуле:

, (1.14)

где Т = 10 - 15 ⁰С.

К.

Определяем коэффициент остаточных газов по формуле:

, (1.15)

где Т_г = 800 - 1000 К - температура выпускных газов в цилиндре в конце выпуска;

- степень сжатия.

Примем Т_г = 850 К.

Вычисляем действительный коэффициент молекулярного изменения по формуле:

; (1.16)

Температура смеси в цилиндре в начале сжатия с учетом остаточных газов с достаточной степенью точности может быть определена по формуле:

; (1.15)

К

Определяем коэффициент наполнения для дизелей по формуле:

; (1.16)

2. Процесс сжатия

Выбираем показатель политропы сжатия n₁, в зависимости от типа бескомпрессорных дизелей, используя таблицу 7 на странице 10 методического указания [1]. Принимаем n₁=1,38 для двигателей с неохлаждаемыми поршнями.

Вычисляем температуру конца сжатия по формуле:

, (1.17)

; (1.18)

К

Определяем давление конца сжатия по формуле:

; (1.19)

МПа

3. Процесс сгорания

Подсчитываем низшую теплотворность топлива по формуле:

;

кДж/кг.

В основу расчета процесса сгорания положен цикл со смешанным подводом тепла.

Температуру конца сгорания определяем по формуле, :

,

где С_рmz - теплоемкость в конце сгорания при постоянном давлении, кДж/(моль⁰С);

С_vmc - теплоемкость в конце сжатия, кДж/(моль⁰С);

- коэффициент видимого выделения тепла;

для тихоходных дизелей =0,75 - 0,87;

для быстроходных дизелей =0,65 - 0,85.

Большие значения для двигателей однокамерных;

- степень повышения давления в процессе сгорания при постоянном объеме.

Выбираем значение = 0,8 для быстроходных двигателей.

Значение теплоемкости в конце сжатия для дизелей может быть с достаточной степенью точности определено по формуле:

; (1.22)

кДж/моль.

А значение теплоемкости в конце сгорания определим по формуле:

(1.23)

Так как температура сгорания неизвестна, то нужно задаться ориентировочным значением t_z, определить С_pmz и затем получить расчетное значение t_z. Примем t_z=2050 ⁰С. Тогда:

кДж/моль.

Степень повышения давления определяется по допустимому давлению конца сгорания и давлению конца сжатия Р_с:

(1.24)

Ориентировочные значения максимального давления сгорания Р_z выберем по таблице 8 методического указания [1]. Для быстроходных дизелей Р_z = 7.

Подставляя найденные значения в формулу (1.21), получим:

По найденному значению t_z определяется степень предварительного расширения по формуле:

; (1.25)

Определим наивысшее давление цикла по формуле:

; (1.26)

МПа

4. Процесс расширения

В двигателях высокого сжатия со смешанным сгоранием происходит предварительное расширение при постоянном давлении Р_m=Р_z (степень предварительного расширения ) и последующее политропное расширение (степень последующего расширения ).

Для расчета процесса необходимо выбрать показатель политропы расширения n₂=1.28 - 1,36. Принимаем n₂ =1,32.

Определим температуру в конце расширения по формуле:

; (1.27)

К

Давление в конце расширения определим по формуле:

; (1.28)

МПа

5. Среднее индикаторное давление

Предварительно среднее индикаторное давление для бескомпрессорного дизеля (при расчете процесса сгорания по циклу со смешанным подводом тепла) может быть определено по формуле:

; (1.29)



Среднее индикаторное давление с учетом степени полноты действительной индикаторной диаграммы в сравнении с теоретической, а также с учетом дополнительной работы насосных ходов определим по формуле:

, (1.30)

где а = 0,92 - 0,98 - коэффициент полноты диаграммы.

Выбираем а = 0,95.

МПа

6. Определение индикаторной и эффективной мощности двигателя, расхода топлива, КПД

двигатель теплоемкость дизель мощность

Подсчитаем рабочий цилиндра по формуле:

, (1.31)

где V_h - рабочий объем цилиндра, м²;

D - диаметр цилиндра, м;

S - ход поршня, м.

,

Определим индикаторную мощность по формуле:

, (1.32)

где N_i - индикаторная мощность, кВт;

n - частота вращения, об/мин;

i - число цилиндров.

кВт

Вычисляем удельный индикаторный расход топлива, кг/(и.кВт^.ч), по формуле:

; (1.33)

кг/(кВт^.ч)

Подсчитаем часовой расход топлива по формуле:

(1.34)

кг/ч

Для двигателя с приводным компрессором рассчитаем:

расход воздуха, проходящего через компрессор в секунду, -

(1.35)

где 28,95 кг/моль - молекулярная масса воздуха;

мощность компрессора, кВт, -

, (1.36)

где

(1.37)

кг/с;

Определим эффективную мощность, кВт, по формуле:

(1.38)

где _м' - механический КПД двигателя без компрессора, значения которого принимаются по таблице 9 методического указания [1]. Примем _м'=0.9.

кВт

Механический КПД для двигателя с приводным компрессором _м=0,77.

Удельный эффективный расход топлива определим по формуле:

(1.39)

кг/(кВт^.ч)

Эффективный КПД определим по формуле:

(1.40)

Размещено на Allbest.ru